węzły cieplne poradnik projektowania

Transkrypt

Kazimierz Żarski
WĘZŁY CIEPLNE
PORADNIK PROJEKTOWANIA
www.danfoss.pl
Kazimierz Żarski
WĘZŁY CIEPLNE
PORADNIK PROJEKTOWANIA
2014 r.
Redakcja techniczna: Kazimierz Żarski
 by Danfoss
All rights reserved
ISBN 978-83-929422-5-2
Wydawca: Danfoss HVAC PROJECT
Wydanie pierwsze, 2014 r.
Druk:
Projekt okładki: Danfoss
Rysunki: Danfoss, opracowanie autora
WĘZŁY CIEPLNE – PORADNIK PROJEKTOWANIA
1.
1.1.
1.2.
1.3.
1.4.
1.5.
1.6.
1.7.
1.8.
1.9.
2.
2.1.
2.2.
2.2.1.
2.2.2.
2.3.
2.3.1.
2.3.2.
2.3.3.
2.4.
3.
3.1.
3.2.
3.3.
3.4.
SPIS TREŚCI
Wykaz ważniejszych oznaczeń
PODSTAWY TEORETYCZNE PRZEPŁYWU MASY I CIEPŁA
Bilans masy i ciepła w otwartym układzie termodynamicznym
Mechanizmy wymiany ciepła
Klasyfikacja wymienników ciepła
Bilans wymiennika ciepła w stanie nieustalonym i ustalonym
Procedury doboru wymienników przepływowych
Komputerowe algorytmy obliczeń wymienników ciepła
Strata ciśnienia w wymienniku przy przepływie nośników ciepła
Program komputerowy do doboru i obliczeń płytowych wymienników
ciepła
Statyczne i dynamiczne charakterystyki płytowych wymienników
ciepła
KLASYFIKACJA I CHARAKTERYSTYKA WĘZŁÓW CIEPLNYCH
Klasyfikacja węzłów cieplnych
Węzeł cieplny bezpośredniego połączenia
Węzeł cieplny bezpośredniego połączenia bez zmiany temperatury
wody zasilającej
Węzeł zmieszania pompowego
Wymiennikowe węzły cieplne
Wymiennikowy węzeł cieplny do celów ogrzewania
Wielofunkcyjny wymiennikowy węzeł cieplny
Mieszkaniowe węzły cieplne
Celowość stosowania dwustopniowego przygotowania ciepłej wody
BILANS CIEPLNY WĘZŁA CIEPLNEGO
Bilans ciepła do celów ogrzewania
Bilans ciepła do celów przygotowania ciepłej wody
Bilans ciepła do celów wentylacji
Bilans ciepła do celów technologii
3
6
8
8
11
21
23
25
29
30
31
35
43
43
45
46
47
51
51
52
53
55
60
60
61
69
71
3
4.
4.1.
4.2.
4.3
4.4.
4.5.
5.
5.1.
5.2.
5.3.
5.4
5.5.
6.
6.1.
6.1.1.
6.1.2.
6.2.
6.3.
6.3.1.
6.3.2.
6.4.
6.5.
6.5.1.
6.5.2.
6.5.3.
6.5.4.
6.6.
6.7.
4
STRUMIEŃ MASY NOŚNIKA CIEPŁA W OBWODACH WĘZŁA
CIEPLNEGO
Strumień masy nośnika ciepła w pierwotnym i wtórnym obwodzie
ogrzewania
przygotowania ciepłej wody
wentylacji
technologii
Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie wspólnym (przyłączeniowym)
DOBÓR ŚREDNICY PRZEWODÓW. OBLICZENIE STRAT CIŚNIENIA
W PRZEWODACH
Charakter przepływu cieczy
Kryteria doboru średnicy przewodu
Liniowa strata ciśnienia
Miejscowa strata ciśnienia
Materiał przewodów, jakość wody
DOBÓR ELEMENTÓW WĘZŁA CIEPLNEGO
Dobór wymiennika ciepła
Dobór wymiennika ciepła w obwodzie ogrzewania, wentylacji i technologii
Dobór wymiennika ciepła w obwodzie przygotowania ciepłej wody
Obliczenie strat ciśnienia i dobór pomp w węźle zmieszania pompowego
Obliczenie strat ciśnienia i dobór pomp w obwodach wtórnych
wymiennikowego węzła cieplnego
Dobór pompy w obwodzie wtórnym ogrzewania i wentylacji (technologii)
Dobór pompy w obwodzie wtórnym przygotowania ciepłej wody
Dobór zaworów odcinających i filtrów
Dobór elementów zabezpieczenia, stabilizacji ciśnienia, zespołów
uzupełniania i urządzeń pomocniczych
Dobór zaworów bezpieczeństwa
Dobór naczynia wzbiorczego
Dobór zespołów uzupełniających
Dobór elementów pomocniczych
Dobór stabilizatora temperatury i zasobnika ciepłej wody
Dobór izolacji cieplnej rurociągów i armatury węzła cieplnego
73
73
74
75
77
77
83
83
85
87
90
92
95
95
95
98
102
106
106
107
108
111
111
120
124
125
126
130
7.
7.1.
7.2.
7.3.
7.4.
7.5.
7.5.1.
7.5.2.
7.6.
7.7.
7.8.
7.9.
8.
8.1.
8.2.
9.
9.1.
9.2.
10.
11.
11.1.
11.2.
11.3.
12.
13.
DOBÓR ELEMENTÓW POMIAROWYCH I AUTOMATYCZNEJ
REGULACJI W WĘŹLE CIEPLNYM
Pomiar temperatury - dobór czujników pomiarowych
Pomiar ciśnienia
Pomiar objętości i strumienia objętości
Pomiar ciepła
Dobór zaworów regulacji temperatury
Dobór zaworów regulacji temperatury w obwodach ogrzewania i wentylacji
Dobór zaworów regulacji temperatury w obwodzie przygotowania ciepłej
wody.
Dobór zaworu regulacji różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu
Możliwości zapobiegania kawitacji i oscylacji ciśnienia w systemie
ciepłowniczym
Regulacja temperatury nośnika ciepła w systemie ciepłowniczym
Regulatory węzłów ciepłowniczych – charakterystyka i dobór
OBLICZENIE DYSPOZYCYJNEJ RÓŻNICY CIŚNIENIA W
OBWODZIE PIERWOTNYM WĘZŁA CIEPLNEGO
Dyspozycyjna różnica ciśnienia w węźle zmieszania pompowego
Dyspozycyjna różnica ciśnienia w wymiennikowym węźle cieplnym
PRZYKŁADY OBLICZEŃ WĘZŁÓW CIEPLNYCH
Obliczenie węzła zmieszania pompowego
Obliczenie wymiennikowego węzła cieplnego do celów ogrzewania i
przygotowania ciepłej wody za pomocą programu e-Quotation
DOSTOSOWANIE PARAMETRÓW WĘZŁA CIEPLNEGO DO
ZMIANY MOCY ZAMÓWIONEJ
WSPÓŁPRACA WĘZŁÓW CIEPLNYCH Z SIECIĄ CIEPŁOWNICZĄ I
ŹRÓDŁEM CIEPŁA
Zrównoważenie hydrauliczne sieci ciepłowniczej. Współpraca źródła
ciepła i sieci z węzłami cieplnymi
Znaczenie regulatorów różnicy ciśnienia w systemie ciepłowniczym
Ograniczenie mocy cieplnej i przepływu nośnika ciepła w źródle ciepła
POMIESZCZENIA WĘZŁÓW CIEPLNYCH – WYMAGANIA
LITERATURA
134
136
137
137
138
141
149
152
153
163
171
179
187
187
188
190
190
193
199
210
211
221
222
227
231
5
Wykaz najważniejszych oznaczeń:
Oznaczenia zostały wyjaśnione dodatkowo w tekście przy każdym wzorze.
A – pole powierzchni, m2,
b – współczynnik poprawkowy do przepustowości zaworu bezpieczeństwa,
cp – ciepło właściwe, J/(kg K), kJ/(kg K),
d – średnica, m
e – względne zwiększenie objętości,
g – przyspieszenie ziemskie, równe 9.80665 m/s2,
G – transmitancja bloku regulacji,
h – entalpia właściwa, J/kg, kJ/kg,
h – współczynnik przejmowania ciepła, W/(m2 K),
j, k, m, n – liczba porządkowa,
K – współczynnik strat miejscowych,
K – współczynnik wzmocnienia (proporcjonalności) w regulacji,
Kdr – deklarowany współczynnik wypływu zaworu bezpieczeństwa,
l – chropowatość bezwzględna ścianki przewodu, mm,
l – wymiar charakterystyczny, m,
LMTD – średnia logarytmiczna różnica temperatury, K,
m – masa, kg, t,
m – strumień masy, kg/s, t/h,
m – wykładnik charakterystyki grzejnika,
NTU – liczba jednostek wymiany ciepła, -,
p – ciśnienie, Pa, kPa, MPa, bar,
Q – ciepło, J, kJ, MJ, GJ,
q – gęstość strumienia ciepła, W/m2,
q, V – strumień objętości, dm3/s, m3/s, m3/h,
Qm – przepustowość zaworu bezpieczeństwa, kg/h,
r – ciepło parowania, J/kg,
T – temperatura, K,
t – temperatura, oC,
U – współczynnik przenikania ciepła, W/(m2 K),
v –prędkość przepływu, m/s,
6
X – wielkość wejściowa w automatycznej regulacji,
Y – wielkość wyjściowa w automatycznej regulacji,
∆T , ∆t – różnica temperatury, K,
Φ – strumień ciepła, moc cieplna, W, kW, MW,
Λ – współczynnik oporów liniowych (tarcia),
β – współczynnik rozszerzalności cieplnej, 1/K,
η – sprawność,
λ – współczynnik przewodzenia ciepła, W/(m K),
µ – „równoważnik” wodny w wymienniku ciepła,
ν – współczynnik lepkości kinematycznej, m2/s,
ν – objętość właściwa, m3/kg,
ρ – gęstość, kg/m3,
τ – czas, s.
Liczby podobieństwa:
l 3 ⋅ g ⋅ β ⋅ ∆T
- liczba Grashofa
Gr =
- liczba Nusselta
Nu =
- liczba Prandtla
Pr =
ν ⋅ ρ ⋅ cp
λ
- liczba Reynoldsa
Re =
v⋅d
ν
ν2
h⋅l
λ
7
1. PODSTAWY TEORETYCZNE PRZEPŁYWU MASY I CIEPŁA
1.1. Bilans masy i ciepła w otwartym układzie termodynamicznym
Dział termodynamiki zwany „wymianą ciepła” zajmuje się opisem mechanizmów i
procesów zachodzących między dwoma (lub więcej) systemami (izolowanymi) w stanie
zróżnicowanej energii wewnętrznej. Zasady wymiany ciepła są pomocne przy projektowaniu
urządzeń wymieniających ciepło w przemyśle i w ciepłownictwie.
Pojęcie „ciepło” jest trudne do zdefiniowania. W podręcznikach termodynamiki [7, 8,
17, 31, 32] występuje szereg definicji, ale żadna z nich nie jest w pełni poprawna. Ciepło nie
jest substancją, nie jest procesem i nie jest oddziaływaniem między ośrodkami. Dokładniej
możemy sprecyzować pojęcia pochodzące od „ciepła”: strumień ciepła i gęstość strumienia
ciepła. Ilość ciepła jest określona za pomocą równania (1.1):
Q = m ⋅ cp ⋅ ∆ T
(1.1)
gdzie:
Q – ciepło (ilość ciepła), J,
m – masa ciała, kg,
cp – ciepło właściwe ciała (najczęściej zależne od temperatury), J/(kg K),
∆T – różnica temperatury, K.
Temperatura może być mierzona w stopniach Celsjusza (oC) albo w kelwinach (K).
Strumień ciepła jest to ilość ciepła wymieniona w czasie. Wyraża to formuła:
Φ=
Q
τ
(1.2)
gdzie:
Φ – strumień ciepła, W,
Q – ilość ciepła, J,
τ – czas, s.
W stanie nieustalonym symbole we wzorze (1.2) są zastępowane przez wielkości
nieskończenie małe dQ i dτ.
Układ otwarty w termodynamice jest to układ, który wymienia z drugim układem lub
otoczeniem masę i ciepło. Płyn w wymienniku ciepła jest traktowany jako otwarty układ
wymieniający masę i ciepło z drugim płynem. Płyny noszą nazwę „nośników ciepła”.
8
Bezpośrednia wymiana ciepła zachodzi z wymianą masy, pośrednia (w wymienniku
przeponowym) – bez wymiany masy. W procesie wymiany ciepła (bezpośredniej lub
pośredniej) zakłada się stałe ciśnienie (przemiana izobaryczna). Schemat wymiany masy i
ciepła pokazano na rys. 1.1.
Q
1
m
1
∆Q
∆m
m
Q
k
m
k
m
k-1
n
Q
Q
k-1
n
Rys. 1.1. Schemat wymiany masy i ciepła w wymienniku
Równania bilansu masy i ciepła mają następującą postać: [31, 32]
n
∑ m + ∆m = 0
i
(1.3)
i =1
n
∑ Q + ∆Q = 0
i
(1.4)
i =1
gdzie:
mi – masa nośnika ciepła i, masa dopływająca ma znak “+”, masa wypływająca “-“, kg,
∆m – masa zakumulowana, kg,
Qi – ciepło unoszone przez nośniki, J, znaki – zasada j.w.,
∆Q – ciepło zakumulowane, J.
Zjawisko akumulacji ciepła jest brane pod uwagę tylko w przypadku wymienników o
znacznej masie zgromadzonego płynu. Ciepło doprowadzone przez nośnik ciepła oblicza się
za pomocą wzoru (1.1). Strumień ciepła wyznacza się z wzoru (1.5).
Φi = mi ⋅ cpi ⋅ ti
(1.5)
gdzie:
Φi – strumień ciepła doprowadzony przez nośnik ciepła i, W,
mi – strumień masy nośnika i, kg/s,
cpi – ciepło właściwe nośnika i, J/(kg K),
ti – temperatura płynu, K lub oC.
albo, w przypadku zmiany stanu skupienia, jako
9
Φi = mi ⋅ hi
(1. 6)
gdzie:
hi – entalpia właściwa nośnika ciepła i, J/kg.
Entalpia jest parametrem stanu, którego wartość w warunkach odniesienia jest przyjmowana
w drodze konwencji – jako 0 w temperaturze 0 oC (najczęściej) lub w temperaturze 0 K.
Iloczyn entalpii właściwej i strumienia masy nosi nazwę strumienia entalpii i jest oznaczany
jako „H”. Temperatura każdego nośnika ciepła wypływającego z układu jest jednakowa.
Pośrednia wymiana ciepła zachodzi bez mieszania nośników ciepła. Zmiana ciśnienia
każdego czynnika jest niewielka, stąd przemiana może być traktowana jako izobaryczna. Ideę
pośredniej wymiany ciepła ilustruje rys. 1.2. [31, 32].
∆Q
Q11
m1
Q12
m1
Rys. 1.2. Pośrednia wymiana ciepła - schemat
Równanie bilansu ciepła jest następujące:
n
∑ (Qi1 + Qi2 ) + ∆Q = 0
(1.7)
i =1
gdzie:
Qi1 – ciepło dostarczone przez wpływający nośniki1, J, znak “+”,
Qi2 – ciepło odebrane przez wpływający nośniki2, J, znak “-”,
∆Q – ciepło zakumulowane.
W przypadku pośredniej wymiany ciepła płyny nie wymieniają masy – następuje
jedynie zmiana entalpii. Zmiana temperatury występuje w przypadku czynników
niezmieniających stanu skupienia, w przypadku czynników zmieniających stan skupienia
temperatura może być stała lub może się zmieniać, np. przy ochładzaniu skroplin
powstających w wyniku wykroplenia pary wodnej. Strumień ciepła wymieniany między
płynami (doprowadzony lub odprowadzony do każdego z nośników ciepła) określa wzór
10
Φi = mi ⋅ cpi ⋅ (ti1 − ti 2 )
(1.8)
gdzie:
Φi – strumień ciepła doprowadzony (odprowadzony)do (z) medium i, W,
mi – strumień masy, kg/s,
cpi – ciepło właściwe, J/(kg K),
ti1 – temperatura wlotowa płynu, K lub oC,
ti2 – temperatura wylotowa płynu, K lub oC.
albo – w przypadku zmiany stanu skupienia:
Φi = mi ⋅ (hi1 − hi 2 )
(1. 9)
gdzie:
hi1 – entalpia właściwa wlotowa płynu, J/kg,
hi2 – entalpia właściwa wylotowa płynu, J/kg.
Ciepło właściwe najczęściej się przyjmuje jako wartość średnią arytmetyczną w
przedziale temperatury. Właściwości fizyczne płynów są wyznaczane w oparciu o procedury
numeryczne [13, 32], będące częścią modułów kalkulacyjnych komputerowych programów
wspomagających projektowanie węzłów cieplnych [38, 64].
1.2. Mechanizmy wymiany ciepła
Istnieją trzy podstawowe mechanizmy wymiany (przekazywania) ciepła: przewodzenie,
przejmowanie i promieniowanie cieplne [31, 32].
Przewodzenie ciepła jest to przekazywanie ciepła w ciele bez zmiany (trwałej)
położenia cząsteczek ciała. Przewodzenie ciepła może zachodzić w ciele stałym, cieczy i w
gazie. Prawo przewodzenia ciepła jest znane jako Prawo Fouriera:
q = − λ grad T
(1.10)
gdzie:
q – gęstość strumienia ciepła, W/m2, wielkość wektorowa,
grad T – gradient temperatury, K/m, wielkość wektorowa,
λ – współczynnik przewodzenia ciepła, W/(m K), wielkość skalarna.
11
Współczynnik przewodzenia ciepła jest parametrem należącym do grupy właściwości
fizycznych substancji. Jego wielkość jest zależna od stanu skupienia ciała. W zagadnieniach
techniki cieplnej zakłada się zmienność współczynnika przewodzenia ciepła w zależności od
temperatury [13]. Przewodność cieplna gazów jest najmniejsza, metali – największa.
Jednowymiarowe zagadnienie przewodzenia ciepła może być opisane równaniem (rys.
1.3):
q = −λ
T(o) - T(x)
x
(1.11)
gdzie:
q – gęstość strumienia ciepła, W/m2, wartość liczbowa wektora,
T(0), T(x) – wartość temperatury w punkcie o współrzędnej 0 i x, K,
λ – współczynnik przewodzenia ciepła, W/(m K).
T(o) T=T(x)
q(o)
q=q(x)
x
x
x=0
Rys. 1.3. Jednowymiarowe przewodzenie ciepła w stanie ustalonym
Wzór (1.11) w przypadku wielowarstwowej ścianki płaskiej w stanie ustalonym
przyjmuje formę:
q=−
T 2 − T1
n
(1.12)
∑ R λm
m =1
gdzie:
T1 – temperatura na granicy warstwy1, K,
T2 – temperatura na granicy warstwy 2, K,
Rλm – opór przewodzenia warstwy m, równy
R λm =
gdzie:
dm – grubość warstwy materiału, m,
12
dm
λm
(1.13)
λm – współczynnik przewodzenia ciepła warstwy materiału, W/(m K).
Strumień ciepła Φ [W] jest obliczany z wzoru:
Φ =q⋅A
(1.14)
gdzie:
A – powierzchnia wymiany ciepła, m2.
W przypadku wielowarstwowej ścianki cylindrycznej wygodnie jest operować liniowym
oporem przewodzenia ciepła, obliczonym z wzoru (patrz rys. 1.6):
R lλm =
1
dm + 1
ln
2πλ m
dm
(1.15)
gdzie:
Rlλm – liniowy opór przewodzenia ciepła warstwy m, W/(m K),
dm+1 – zewnętrzna średnica ograniczająca warstwę materiałum, m,
dm+1 – wewnętrzna średnica ograniczająca warstwę materiału m, m.
Liniowa gęstość strumienia ciepła przewodzonego przez ściankę cylindryczną jest
równa
ql = −
T 2 − T1
n
(1.16)
∑ R lλm
m =1
gdzie:
ql – liniowa gęstość strumienia ciepła, W/m,
inne oznaczenia jak we wzorach (1.15) I (1.16).
Strumień ciepła Φ [W] jest iloczynem gęstości liniowej przewodzenia ciepła i długości drogi
wymiany ciepła
Φ = ql ⋅ l
(1.17)
gdzie:
l – długość drogi wymiany ciepła, m.
13
Przejmowanie ciepła (konwekcja) jest to wymiana ciepła między powierzchnią i
otaczającym płynem. Powierzchnia może być powierzchnią cieczy lub ciała stałego, płyn
może być cieczą lub gazem. Rys.1.4 ilustruje ideę przejmowania ciepła.
Tw
Tf
Rys. 1.4. Przejmowanie ciepła
Gęstość strumienia ciepła wymienianego w drodze przejmowania określa Prawo Newtona:
q = h ⋅ (Tf − Tw )
(1.18)
gdzie:
h – współczynnik przejmowania ciepła, W/(m2 K),
Tf – temperatura płynu, w pewnej odległości od powierzchni, K,
Tw – temperatura powierzchni, K.
Strumień ciepła jest obliczany z wzoru analogicznego do (1.14) (symbole mają inne znaczenie
– jest to ciepło wymieniane w drodze przejmowania)
Φ = q⋅A
(1.19)
Opór przejmowania ciepła jest odwrotnością współczynnika przejmowania ciepła. W
przeciwieństwie do przewodzenia ciepła współczynnik przejmowania ciepła nie jest
właściwością fizyczną płynu – opisuje zjawisko zachodzące między płynem i powierzchnią.
Rh =
1
h
(1.20)
Współczynnik przejmowania ciepła zależy od wielu parametrów, takich jak: kształt
powierzchni, temperatura powierzchni, prędkość przepływu płynu, właściwości fizyczne
płynu w warstwie przyściennej, właściwości fizycznych płynu w pewnej odległości od
14
powierzchni. Współczynnik przejmowania ciepła przyjmuje inną wartość w przypadku
konwekcji swobodnej, inną w przypadku konwekcji wymuszonej, np. za pomocą pompy lub
wentylatora. W zagadnieniach wymiany ciepła w wymiennikach ciepłowniczych występuje
konwekcja swobodna lub wymuszona, w zależności od rodzaju wymiennika. Konwekcja
swobodna ma miejsce w wymiennikach pojemnościowych ciepłej wody, wymuszona – w
wymiennikach płytowych lub płaszczowo-rurowych. Można wymienić następujące parametry
mające wpływ na wartość współczynnika przejmowania ciepła [17, 31, 32]:
l – charakterystyczny parametr geometryczny, m,
v – prędkość ruchu płynu, m/s,
∆T – różnica temperatury płynu i ścianki, K,
cp – ciepło właściwe płynu, J/(kg K),
ν – współczynnik lepkości kinematycznej płynu, m2/s,
λ – współczynnik przewodzenia ciepła płynu, W/(m K),
β – współczynnik rozszerzalności objętościowej płynu, 1/K,
ρ – gęstość płynu, kg/m3,
g – przyspieszenie ziemskie, równe 9.80665 m/s2.
W spójnym układzie jednostek fizycznych można sformułować równanie określające wartość
współczynnika przejmowania ciepła [31]:
h = C ⋅ w x1 ⋅ l x 2 ⋅ ν x 3 ⋅ c p x 4 ⋅ λx 5 ⋅ ρ x 6 ⋅ g x 7 ⋅ β x8 ⋅ ∆T x 9
(1.21)
Jednostki wielkości fizycznych we wzorze (1.21) muszą spełniać zależność:
J ⋅ s−1 ⋅ m−2 ⋅ K−1 =
mx1 ⋅ s− x1 ⋅ mx2 ⋅ m2 x3 ⋅ s− x3 ⋅ J x4 ⋅ kg− x4 ⋅ K− x4 ⋅ J x5 ⋅ s− x5 ⋅ m− x5 ⋅ K− x5 ⋅ kgx6 ⋅ m−3x6 ⋅ mx7 ⋅ s−2 x7 ⋅ K− x8 ⋅ Kx9
W wyniku pogrupowania odpowiednich wielkości otrzymamy równanie:
J ⋅ s−1 ⋅ m−2 ⋅ K−1 = J x4 + x5 ⋅ s− x1− x3− x5−2 x7 ⋅ mx1+ x2 +2 x3− x5−3x6+ x7 ⋅ K− x4− x5− x8+ x9 ⋅ kg− x4+ x6
15
które wyrażone w formie macierzowej ma postać:
0
−1

1

0
 0
0 0
0 −1
1
0
0
0
0
−2
1
0
0
0 −1 −3
−1 −1 0
−1 0 1
1
0
0
2
0
0
1
−1
0
1

 −1
0
 
0 0 ⋅ X = −2

 
−1 1
 −1

 0 
0 0
0
0
z rozwiązaniem
h = C ⋅ v x1 ⋅ l −1+ x1+3x 7 ⋅ ν x 4−x1−2 x 7 ⋅ c p x 4 ⋅ λ1−x 4 ⋅ ρ x 4 ⋅ g x 7 ⋅ β x 7 ⋅ ∆T x 7
lub, po przekształceniach:
x1
α⋅d
 w ⋅ d   ν ⋅ c p ⋅ ρ 
= C⋅
 ⋅
λ
 ν   λ 
x4
 d 3 ⋅ g ⋅ β ⋅ ∆T 

⋅ 
2

ν


x7
(1.22)
Wielkości w nawiasach są bezwymiarowe. Można zdefiniować następujące liczby
podobieństwa:
- liczba Nusselta:
Nu =
h⋅l
λ
(1.23)
Re =
v⋅l
ν
(1.24)
ν ⋅ ρ ⋅ cp
λ
(1.25)
l 3 ⋅ g ⋅ β ⋅ ∆T
ν2
(1.26)
- liczba Reynoldsa:
- liczba Prandtla:
Pr =
- liczba Grashofa:
Gr =
Po ich wprowadzeniu równanie (1.22) przyjmie postać:
Nu = C ⋅ ReC1 ⋅ Pr C2 ⋅ Gr C3
(1.27)
W przypadku dużej różnicy temperatury powierzchni ścianki i otaczającego płynu wprowadza
się czynnik zwany współczynnikiem kierunkowym wymiany ciepła:
C4
 Prf 

 - indeks w oznacza temperaturę na powierzchni ścianki, f – temperaturę płynu.
 Prw 
16
Nu = C ⋅ Re
C1
⋅ Pr
C2
⋅ Gr
C3
 Pr
⋅  f
 Prw



C4
(1.28)
Wartości stałych i wykładników potęgi zostały wyznaczone przez wielu badaczy w drodze
eksperymentów [17].W przypadku ruchu laminarnego w wymiennikach ciepła często ma
zastosowanie wzór Michiejewa [17, 31]:
Nu = 0.17 ⋅ Re
0.33
⋅ Pr
0.43
 Pr 
⋅ Gr ⋅  f 
 Prw 
0.25
0.1
(1.29)
W przypadku ruchu burzliwego najbardziej znanym wzorem jest wzór Mc Adamsa: [31, 32]:
Nu = 0.023 ⋅ m ⋅ Re0.8⋅ Pr 0.43
(1.30)
gdzie:
m – współczynnik poprawkowy, przy liczbie Reynoldsa mniejszej niż 10000, równy:
m = 1 − 6 ⋅ 105 ⋅ Re−1.8 przy 10000 > Re ≥ 2300
m=1 przy liczbie Reynoldsa większej niż 10000.
Wymiar charakterystyczny w przypadku wymienników w węzłach cieplnych jest równy
średnicy hydraulicznej, w przypadku wymiennika płytowego jest to w przybliżeniu
dwukrotna szerokość szczeliny (odległość między płytami wymiennika). Przy przepływie
wewnątrz przewodu o przekroju okrągłym średnica hydrauliczna jest równa średnicy
geometrycznej (wewnętrznej) przewodu. Właściwości fizyczne wody w zależności od
temperatury można określić z następujących wzorów [13]. W literaturze [38] spotyka się inne
wzory, ale wartości otrzymane w wyniku ich zastosowania niewiele się różnią.
• gęstość, [kg/m3]
według [13]:
ρ = 999.732 + 0.07935⋅ t − 0.00857 ⋅ t 2 + 583
. ⋅ 10−5 ⋅ t3 − 2.677 ⋅ 10−7 t 4 + 4.843 ⋅ 10−10 ⋅ t5 (1.31a)
według [38]:
ρ = 999 + 0.0866⋅ t − 0.0073⋅ t 2 + 0.0000233⋅ 10−5 ⋅ t 3
(1.31b)
• ciepło właściwe [kJ/(kg K)]
cp = 4.214 - 0.00220 ⋅ t + 4.21 ⋅ 10−5 ⋅ t 2 − 2.817 ⋅ 10−7 ⋅ t 3 + 8.4525 ⋅ 10−10 ⋅ t 4
(1.32)
17
• współczynnik przewodzenia ciepła W/(m K)]
λ = 0.5678 + 0.0019355 ⋅ t − 9 .857 ⋅ 10 − 6 ⋅ t 2 + 2 .149 ⋅ 10 − 8 ⋅ t 3 − 4 .5165 ⋅ 10 − 11 ⋅ t 4
(1.33)
• współczynnik lepkości kinematycznej [m2/s]
ν=
1
556406.7 + 19689.27 ⋅ t + 124 .6096 ⋅ t 2 − 0.3783792 ⋅ t 3
(1.34)
1
0.0752 + 0.002909 ⋅ t + 2.827 ⋅ 10−5 ⋅ t 2 − 7 .928 ⋅ 10−8 ⋅ t 3
(1.35)
• liczba Prandtla
Pr =
Promieniowanie
cieplne
jest
to
wymiana
ciepła
w
drodze
emisji
fal
elektromagnetycznych (o długości fali mniejszej niż promieniowanie widzialne: 0.4÷400 µm)
między powierzchniami ciał. Gęstość strumienia ciepła wymienianego w wyniku
promieniowania między powierzchniami dwóch ciał jest wyznaczana z wzoru StephanaBoltzmana [17].
(
q1− 2 = ε12 ⋅ σ 0 T14 − T24
)
(1.36)
Strumień ciepła jest równy:
Φ1−2 = q1 − 2 ⋅ A1
(1.37)
gdzie:
ε1-2 – emisyjność zastępcza układu 2 ciał, zależna od wzajemnego usytuowania ciał i
emisyjności (stosunku energii pochłoniętej do padającej) każdego z nich,
σo – stała Stephana-Boltzmann, 5.68 ⋅ 10 −8 W/(m2 K4),
A1 - powierzchnia ciała 1, m2.
Promieniowanie ciepła nie występuje w przypadku wymienników w ciepłownictwie. Ma
znaczenie w przypadku kotłów oraz grzejników do ogrzewania pomieszczeń w budynkach.
Przenikanie ciepła jest połączeniem przejmowania ciepła po obydwu stronach
przegrody i przewodzenia w przegrodzie, wymianą ciepła pomiędzy dwoma płynami
rozdzielonymi ścianką. Jest to podstawowy mechanizm wymiany ciepła w wymiennikach
ciepłowniczych. Zjawisko przenikania ciepła przez wielowarstwową ściankę płaską ilustruje
rys. 1.5.
18
1
Fluid 1
2
m
n
Fluid 2
Tf1
q
λm
Tf2
dm
Rys. 1.5. Przenikanie ciepła przez wielowarstwową ściankę płaską
Gęstość strumienia przenikającego ciepła określa wzór
q = U ⋅ (Tf 2 − Tf 1)
(1.38)
gdzie:
Tf1 – temperatura płynu 1 , K,
Tf2 – temperatura płynu 1 , K.
U – współczynnik przenikania ciepła, W/(m2 K), równy:
U=
1
d
1
1
+∑ m +
h1 m =1 λ m h 2
n
(1.39)
gdzie:
h1 – współczynnik przejmowania ciepła od strony płynu1 , W/(m2 K),
h2 – współczynnik przejmowania ciepła od strony płynu 2 , W/(m2 K),
inne oznaczenia – patrz wzór (1.12).
Strumień ciepła jest obliczany z wzoru (A – powierzchnia wymiany ciepła, m2):
Φ = U⋅A
(1.40)
W przypadku wielowarstwowej ścianki cylindrycznej (patrz rys. 1.6) liniowy
współczynnik przenikania ciepła można obliczyć z wzoru:
19
UL =
1
d
1
1
1
1
+
ln m +
∑
πh1d1 2π m −1 λ m d m −1 πh 2d 2
(1.41)
n
gdzie:
inne oznaczenia – patrz wzór (1.16).
płyn 2
λm, dm+1, dm
płyn 1
ql
d1
dn+1
Rys. 1.6. Przenikanie ciepła przez wielowarstwową ściankę cylindryczną
Strumień ciepła jest równy (l – długość drogi wymiany ciepła – długość wymiennika, m):
Φ = Ul ⋅ l
20
(1.42)
1.3. Klasyfikacja wymienników ciepła
Wymienniki ciepła można klasyfikować według różnych kryteriów [34]. Jednym z nich
jest podział ze względu na stan skupienia nośników ciepła (jako pierwszy jest wymieniony
nośnik oddający ciepło):
•
ciecz – ciecz,
•
gaz – ciecz,
•
ciecz – gaz,
•
gaz – gaz.
Mogą to być wymienniki, przykładowo:
•
woda– woda,
•
woda – wodny roztwór glikolu,
•
para – woda,
•
woda – powietrze,
•
spaliny – woda, itd.
Ze względu na pojemność wodną wymiennika rozróżniamy:
•
wymienniki pojemnościowe,
•
wymienniki bezpojemnościowe (przepływowe).
Przykładowy wymiennik pojemnościowy pokazano na rys. 1.7.
Rys.1.7. Wymiennik pojemnościowy [61]
Wymienniki przepływowe można podzielić na:
•
wymienniki płytowe (lutowane lub skręcane),
•
wymienniki płaszczowo-rurowe.
Przykładowe rozwiązania pokazano na rys. 1.8.
21
Rys. 1.8. Przykłady wymienników płytowych i płaszczowo-rurowych [60, 61]
Nowoczesne wymienniki ciepła charakteryzuje wysoka efektywność wymiany ciepła na
jednostkę masy, znacznie wyższa niż rozwiązania stosowane w Polsce w latach 70. (WCO,
WCW, PRPA).
Kolejna klasyfikacja dotyczy konfiguracji przepływu nośników wymieniających ciepło.
Wymienniki dzielą się na:
•
współprądowe,
•
przeciwprądowe,
•
o prądzie krzyżowym.
Rys. 1.9. przedstawia przepływ czynników przy współprądzie i przeciwprądzie. Kolorem
czerwonym oznaczono czynnik oddający ciepło.
Rys. 1.9. Współprądowy i przeciwprądowy przepływ czynników wymieniających ciepło
Przy współprądzie króćce wlotowe są umieszczone obok siebie, podobnie króćce
wylotowe. Przy przepływie przeciwprądowym króciec wlotowy czynnika 1 jest umieszczony
obok króćca wylotowego czynnika 2. Wymiana ciepła w przeciwprądzie jest bardziej
efektywna ze względu na możliwość ogrzania czynnika ogrzewanego do temperatury wyższej
niż końcowa temperatura czynnika ogrzewającego. Dodatkowo, średnia logarytmiczna
różnica temperatura czynników jest wyższa niż w przypadku przepływu współprądowego
22
(patrz dalej).Prąd krzyżowy ilustruje rys. 1.10. Jest to układ spotykany często w wentylacji
Fig. 1.10.
woda
powietrze
woda
Rys. 1.10. Przykład prądu krzyżowego w nagrzewnicy wentylacyjnej
Wymienniki ciepła w węzłach ciepłowniczych można podzielić ze względu na funkcje (rodzaj
potrzeb cieplnych) na:
•
wymienniki do ogrzewania,
•
wymienniki do przygotowania ciepłej wody,
•
wymienniki do podgrzania powietrza wentylacyjnego,
•
wymienniki do celów technologicznych (przemysł, baseny kąpielowe).
1.4. Bilans wymiennika ciepła w stanie nieustalonym i ustalonym
W stanie nieustalonym wymiany ciepła należy zbilansować ciepło doprowadzone do
wymiennika, ciepło odprowadzone z wymiennika i ciepło zakumulowane w nośniku ciepła i
materiale wymiennika. Na rys. 1.11. pokazano składowe bilansu masy i ciepła [31].
mw
m2, t21
t12
m22
m11
t22
m1, t11
Rys. 1.11. Składowe bilansu wymiennika ciepła w stanie nieustalonym
Ciepło dostarczone do układu: opisują równania:
23
dQ11 = m1 ⋅ t11 ⋅ cp11 ⋅ d τ
dQ 21 = m 2 ⋅ t 21 ⋅ c p 21 ⋅ d τ
ciepło odprowadzone z układu:
dQ12 = m1 ⋅ t12 ⋅ cp12 ⋅ dτ
dQ 22 = m 2 ⋅ t 22 ⋅ cp 22 ⋅ dτ
ciepło zakumulowane w nośnikach ciepła (cieczy):
dQ ac1 = m11 ⋅ dt1 ⋅ cp1
dQ ac 2 = m 22 ⋅ dt 2 ⋅ cp 2
ciepło zakumulowane w materiale wymiennika:
dQ acw = m w ⋅ dtw ⋅ cw
gdzie (jednostki zgodne z układem SI):
m1,m2 – strumień masy nośników ciepła,
ml1, m22 – masa cieczy w wymienniku ciepła,
mw – masa wymiennika ciepła,
Q – ciepło,
t – temperatura,
cp1,2 – ciepło właściwe nośników ciepła,
cw2 – ciepło właściwe materiału wymiennika ciepła,
τ – czas,
dX – różniczka wielkości bilansowych.
Przyjmując konwencję znaku ciepła (+ doprowadzone, - odprowadzone) można zapisać
równanie:
dQ11 + dQ 21 + dQ 12 + dQ 22 + dQ ac1 + dQ ac 2 + dQ acw = 0
(1.43)
W stanie ustalonym można pominąć ciepło zakumulowane w nośnikach ciepła i w materiale
wymiennika. Równanie (1.43) upraszcza się do postaci:
dQ 11 + dQ 21 + dQ 12 + dQ 22 = 0
24
(1.44)
lub
m11 ⋅ cp1 ⋅ (t11 − t12 ) + m 22 ⋅ cp 2 ⋅ (t 21 − t 22 ) = 0
(1.45)
Ciepło właściwe jest najczęściej przyjmowane jako określone w funkcji średniej
arytmetycznej temperatury każdego z nośników ciepła(1 lub2).
1.5. Procedury doboru wymienników przepływowych
Na rys. 1.12. pokazano przebieg zmiany temperatury nośników ciepła przy wymianie
ciepła we współprądzie i w przeciwprądzie [31, 34].
Rys. 1.12. Zmiana temperatury nośników ciepła przy przeciwprądzie (z lewej) i przy współprądzie (z prawej)
Przyjmijmy następujące oznaczenia:
m1 – strumień masy nośnika oddającego ciepło, kg/s,
m2 – strumień masy nośnika ogrzewanego, kg/s,
c1 – ciepło właściwe nośnika oddającego ciepło, kJ/(kg K),
c2 – ciepło właściwe nośnika ogrzewanego, kJ/(kg K),
t11 – temperatura początkowa nośnika oddającego ciepło, oC,
t12 – temperatura końcowa nośnika oddającego ciepło, oC,
t21– temperatura początkowa nośnika ogrzewanego, oC,
t22 – temperatura końcowa nośnika ogrzewanego, oC,
A – powierzchnia wymiany ciepła, m2,
U – współczynnik przenikania ciepła, kW/(m2 K),
Φ – strumień ciepła wymieniany między nośnikami ciepła, kW,
dX – różniczka wielkości bilansowej.
25
Zakłada się niezmienność współczynnika przenikania ciepła wzdłuż drogi wymiany ciepła
(powierzchni wymiany ciepła). W przekroju “x”, w przypadku przepływu przeciwprądowego
można zapisać następujące równania bilansu ciepła [31]:
U(t 1x − t 2 x )dA x = −m1 ⋅ c1 ⋅ dt 1x
U(t 1x − t 2 x )dA x = −m 2 ⋅ c 2 ⋅ dt 2 x
dt1x m2 ⋅ c2
=
dt 2x m1 ⋅ c1
po uproszczeniu:
W wyniku całkowania wzdłuż drogi wymiany ciepła otrzymamy:
−
m1 ⋅ c1
m2 ⋅ c 2
t1x
∫ dt1x =
t11
t2x
∫ dt 2x
t 22
wprowadzając:
t 2x = − t11
m1 ⋅ c1 m1 ⋅ c1
+
t1x + t 22
m2 ⋅ c2 m2 ⋅ c2
po przekształceniach możemy równania doprowadzić do postaci:
dt 1x
m ⋅ c − m2 ⋅ c2
= −U 1 1
dA x
m1 ⋅ c1 ⋅ m 2 ⋅ c 2

t m ⋅c − t m ⋅c 
 t 1x − 22 2 2 11 1 1 
m 2 ⋅ c 2 − m 1 ⋅ c1 

dt 2 x
m ⋅ c − m 1 ⋅ c1 
t m ⋅c − t m ⋅c 
 t 2 x − 22 2 2 11 1 1 
= −U 2 2
dA x
m 1 ⋅ c1 ⋅ m 2 ⋅ c 2 
m 2 ⋅ c 2 − m 1 ⋅ c1 
Wprowadźmy następujące oznaczenia:
µ=
m 2 ⋅c 2 −m1 ⋅ c1
1
1
=
−
m1 ⋅ c1 ⋅ m 2 ⋅c 2 m1 ⋅ c1 m 2 ⋅c 2
(1.46)
t 22 m 2 ⋅c 2 −t 11m1 ⋅ c1
m 2 ⋅c 2 −m1 ⋅ c1
(1.47)
oraz
t∞ =
gdzie:
t ∞ – teoretyczna temperatura końcowa nośników ciepła (w nieskończoności),
26
µ – różnica odwrotności tzw. „równoważników wodnych”, będących iloczynami strumienia
masy i ciepła właściwego.
W przypadku współprądu do równań (1.56) i (1.47) należy w miejsce „m2” podstawić
“-m2” W wyniku następnych przekształceń można wyznaczyć zmianę temperatury nośników
ciepła w funkcji współrzędnej geometrycznej (długość lub powierzchnia, jako część
całkowitej powierzchni wymiany ciepła), jednakowo w przeciwprądzie i współprądzie:
•
czynnika oddającego ciepło:
•
t 1x − t ∞ = (t 11 − t ∞ )e − UµA x
(1.48)
t 2 x − t ∞ = ( t 22 − t ∞ )e − UµA x
(1.49)
czynnika ogrzewanego:
Różnica temperatury nośników ciepła w przekroju “x” jest opisana wzorem:
∆t x = ( t 11 − t 22 )e − UµA x
(1.50)
Charakter zmiany temperatury jest wykładniczy (patrz rys. 1.12).
Wykładnik potęgi
w równaniach (1.48)..(1.50) jest ten sam. Po przekształceniach
otrzymamy:
− UµA = −
UA
UA
+
= NTU2 − NTU1
m1 ⋅ c1 m 2 ⋅c 2
gdzie „NTU” jest liczbą jednostek wymiany ciepła (number of transfer unit).
Średnia logarytmiczna różnica temperatury nośników ciepła (LMTD) jest obliczana z
wzoru:
w przypadku przeciwprądu:
LMTD =
( t 11 − t 22 ) − ( t 12 − t 21 )
t −t
ln 11 22
t 12 − t 21
(1.51)
27
LMTD =
w przypadku współprądu:
( t 11 − t 21 ) − ( t 12 − t 22 )
t −t
ln 11 21
t12 − t 22
(1.52)
Wymienniki w węzłach ciepłowniczych są łączone w układzie przeciwprądu.
Strumień ciepła przekazywanego w wymienniku można obliczyć z wzoru:
Φ1 − 2 = U ⋅ A ⋅ LMTD
(1.53)
oznaczenia jak w powyższych wzorach.
W zagadnieniach doboru lub sprawdzenia wymiennika ciepła w węźle ciepłowniczym
muszą być spełnione równania:
Φ1 = m1 ⋅ c1 ⋅ ( t11 − t12 )
(1.54)
Φ 2 = m 2 ⋅ c 2 ⋅ ( t 22 − t 21)
(1.55)
Φ1 = Φ 2 = Φ1 − 2
(1.56)
równanie (1.53) i
Współczynnik przenikania ciepła jest wyznaczony w oparciu o zasady opisane w
podrozdziale 1.2. Jego wartość zależy, w głównej mierze, od prędkości przepływu nośników
ciepła oraz od oporu cieplnego przewodzenia ścianki (z warstwą zanieczyszczeń).
W węźle ciepłowniczym występują przypadki obliczeń wymienników ciepła pokazane
na rys. 1.13.
t22
t11
m1
A
m2
Φ
t12
1
2
3
Znane
Φ , t11, t12, t21, t22
Φ,t11, t21, t22, A
m1,t11, m2, t21, A
Obliczone
A, m1, m2
m1, m2, t12
Φ,t12, t22
t21
Rys. 1.13. Przypadki obliczeń wymienników ciepła w węzłach ciepłowniczych
(oznaczenia jak w powyższych wzorach)
28
Pierwszy model jest typowym przypadkiem doboru płytowego wymiennika ciepła w
projektowanym węźle ciepłowniczym. Drugi model jest odpowiedni do obliczeń istniejącego
wymiennika przy zmianie mocy zamówionej lub parametrów instalacji i sieci. Trzeci model
obliczeniowy jest przydatny przy sprawdzeniu działania wymiennika ciepłej wody przy
zmianie strumienia masy wody instalacyjnej. Każdy z modeli jest możliwy do obliczenia przy
pomocy programów doboru wymienników ciepła [64,70].
1.6. Komputerowe algorytmy obliczeń wymienników ciepła
Pierwszy model obliczeń pokazany na rys. 1.13. obejmuje sekwencję następujących
kroków :
Krok 1
– wybór typu wymiennika ciepła (zgodnie z zakresem mocy cieplnej),
Krok 2
– obliczenie właściwości fizycznych nośników ciepła, obliczenie LMTD,
Krok 3
– założenie początkowej liczby płyt (najmniejsza wartość),
Krok 4
–
obliczenie:
strumienia
masy,
prędkości
przepływu
(medium
1i2),
obliczenie liczb podobieństwa,
Krok 5
– obliczenie współczynnika przenikania ciepła,
Krok 6
– sprawdzenie równania (1.53),
Krok 7
– jeżeli strumień ciepła jest zgodny z założeniem – koniec obliczeń,
– jeżeli strumień ciepła jest za mały – zwiększ liczbę płyt i wróć do
kroku 3.
W drugim modelu występuje następująca sekwencja:
Krok 1
– przyjęcie wybranego wymiennika
Krok 2
– założenie końcowej temperatury t12, n.p. t12=t121+0.01,
Krok 3
Krok 4
– obliczenie:
strumienia
masy,
prędkości
przepływu
(medium
1i2),
Krok 5
Krok 6
Krok 7
– jeżeli strumień ciepła jest za mały – zwiększ temperaturę końcową i
wróć do kroku 3.
Trzeci model składa się z następujących kroków:
Krok 1
– założenie końcowej temperatury t12, n.p. t12=t21+0.01,
Krok 2
– obliczenie: mocy cieplnej, końcowej temperatury t22,
Krok 2
Krok 4
–
obliczenie:
strumienia
masy,
prędkości
przepływu
(medium
1i2),
Krok 5
29
Krok 6
Krok 7
– jeżeli strumień ciepła jest za mały – zwiększ temperaturę końcowąt12i
wróć do kroku 3.
W algorytmach obliczeniowych można wykorzystać metodę połowienia przedziałów,
charakteryzującą się bardzo dużą zbieżnością.
1.7. Strata ciśnienia w wymienniku przy przepływie nośników ciepła
Straty ciśnienia przy przepływie nośników ciepła przez wymienniki wyznacza się
zwykle w oparciu o dane eksperymentalne, wyrażone w postaci charakterystyk
hydraulicznych wymienników ciepła, zwykle w postaci:
•
po stronie pierwotnej (sieci):
∆p1 = C1 ⋅ m1a1
(1.57)
gdzie:
∆p1 – strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym, kPa,
C1 – stała, zależna od temperatury wody,
m1 – strumień masy w obwodzie pierwotnym, kg/s,
a1 – wykładnik potęgi, ustalony eksperymentalnie.
•
po stronie wtórnej (instalacja):
∆p 2 = C2 ⋅ m a22
(1.58)
gdzie:
∆p2 – strata ciśnienia w obwodzie wtórnym, kPa,
C2 – stała, zależna od temperatury wody,
m2– strumień masy w obwodzie wtórnym, kg/s,
a2 – wykładnik potęgi, ustalony eksperymentalnie.
W przypadku dużej liczby płyt w wymienniku płytowym strata ciśnienia w króćcu
wlotowym (wylotowym) może stanowić istotną wartość, np. 30÷50% całkowitej straty
ciśnienia. W programach doboru wymienników [64] pojawia się odpowiedni komunikat
informujący użytkownika.
30
1.8. Program komputerowy do doboru i obliczeń płytowych wymienników ciepła
Użytecznym narzędziem do doboru i obliczeń (symulacja) płytowych wymienników ciepła
jest “HEXACT” [64]. Program jest dostępny na stronie http://hexact.danfoss.com lub
www.ogrzewanie.danfoss.pl. Na rysunku 1.14. pokazano ekran z danymi wejściowymi do
doboru wymiennika (model 1 rys. 1.13), na rys. 1.15. wyniki doboru.
Przy doborze wymiennika należy podać maksymalną wielkość straty ciśnienia. W
wymiennikach w sekcji ogrzewania i wentylacji przyjmuje się najczęściej 20 kPa.
Rys. 1.14. Ekran programu HEXACT z danymi do doboru wymiennika [64]
31
Rys. 1.15. Najważniejsze wyniki doboru wymiennika za pomocą program HEXACT–
Dane do doboru na rys. 1.14. [64]
Wymiennik ciepła można wybrać z listy. Można również wstępnie wybrać typ wymiennika
zamiast opcji „Optymalny XB”. Wielkość opisana jako „współczynnik ceny” oznacza
nadmiar powierzchni wymiany ciepła. Przy doborze wymiennika ciepła o dużym nadmiarze
powierzchni wymiany ciepła należy określić rzeczywiste parametry wody sieciowej:
rzeczywisty strumień objętości (masy) i rzeczywistą temperaturę wody powracającej z
wymiennika ciepła. Umożliwia to opcja „Oblicz temp. rzeczywistą”. Przy niewielkim
nadmiarze powierzchni można pozostawić parametry obliczeniowe po stronie sieciowej,
przyjęte do doboru. Rys. 1.16. pokazuje możliwości symulacji działania wymiennika w
innych warunkach – przy zmianie mocy cieplnej i zmianie parametrów instalacji wewnętrznej
ogrzewania. Taka sytuacja występuje często przy termomodernizacji budynków.
\
32
Rys. 1.16. Ekran programu HEXACT przy symulacji działania wymiennika w odmiennych warunkach,
podkreślono wartości zmienione [64]
33
Rys. 1.17. Fragment ekranu programu HEXACT z wynikami symulacji
– dane na rys. 1.16.[64]
Na rysunku 1.18. przedstawiono możliwe przypadki obliczeniowe przy symulacji działania
wymiennika w zmienionych warunkach pracy.
Rys. 1.18. Możliwe przypadki symulacji w programie HEXACT [64]
Przedostatnia opcja jest przydatna przy 3. modelu obliczeń pokazanym na rys. 1.13.,
gdzie przy dobranej wielkości wymiennika sprawdza się działanie przy innej wielkości
zapotrzebowania na ciepłą wodę. Będzie to wyjaśnione w dalszej części książki.
34
1.9. Statyczne i dynamiczne charakterystyki płytowych wymienników ciepła
Wymiennik ciepła może być rozpatrywany jako blok regulacji z szeregiem wielkości
wejściowych (wejść - X) i wielkości wyjściowych (wyjść - Y). Charakterystyką statyczną
bloku regulacyjnego nazywamy funkcję odwzorowującą wartości wejściowe na wartości
wyjściowe. (Input/Output, I/O funkcje). Zespół wielkości wejściowych i wyjściowych tworzy
wielowymiarową przestrzeń stanu o rzędzie będącym iloczynem liczby wejść i wyjść. Na rys.
1.19. pokazano wymiennik ciepła z zaznaczonym zespołem wejść (4) i wyjść. Oznaczenia –
jak w powyższych zależnościach [20, 32, 34].
t11
t12
t21
m1
t22
m2
Rys. 1.19. Wymiennik ciepła jako blok regulacji z zespołem wejść i wyjść[20]
Wielkościami wejściowymi (zakłócającymi) X są:
•
temperatura początkowa wody sieciowej, t11,
•
temperatura początkowa wody instalacyjnej t21,
•
strumień masy wody sieciowej, m1,
•
strumień masy wody instalacyjnej, m2.
Wielkości wyjściowe (odpowiedzi na zakłócenia) Y są następujące:
•
temperatura końcowa wody sieciowej, t12,
•
temperatura końcowa wody instalacyjnej, t22.
Na podstawie zespołu danych można określić strumień ciepła Φ jako odpowiedź wymiennika.
Zespół charakterystyk statycznych może być zapisany w formie macierzowej:
 Y1(X1)
Y1(X 2)
Y(X) = 
 Y1(X3)

Y1(X 4)
Y 2(X1) 
Y 2(X 2)
Y 2(X3) 

Y 2(X 4) 
(1.59)
35
Za pomocą programu HEXACT [64] można wyznaczyć wszystkie charakterystyki
wymiennika ciepła. Charakterystyki statyczne wybranego wymiennika (XB51L-30) ilustrują
poniższe rysunki:
•
A. Φ = f (m1) , t12 = f (m1) , t 22 = f (m1) , t11, t21, m2 = idem; (przykłady na rys.. 1.20..1.22
[64])
500.00
450.00
400.00
350.00
300.00
250.00
200.00
150.00
100.00
50.00
0.00
0.000
1.000
2.000
3.000
4.000
5.000
m1
Rys. 1.20. Charakterystyka: Φ=f(m1) HE: XB 51L-1 30, t11=120 oC, t21=55 oC, m2=2.47 kg/s
120.0
100.0
t12
80.0
60.0
40.0
20.0
0.0
0.000
1.000
2.000
3.000
4.000
5.000
m1
Rys. 1.21. Charakterystyka: t21=f(m1) HE: XB 51L-1 30, t11=120 oC, t21=55 oC, m2=2.47 kg/s
36
120.0
100.0
t22
80.0
60.0
40.0
20.0
0.0
0.000
1.000
2.000
3.000
4.000
5.000
m1
Krzywe charakterystyk mają charakter quasi-hiperboliczny. Wzrost strumienia masy m1
do nieskończoności (w matematycznym znaczeniu) powoduje skończony wzrost mocy
cieplnej.
•
B. Φ = f (m2 ) , t12 = f (m2 ) , t 22 = f (m 2 ) , t11, t21, m1= idem; (przykłady na rys. 1.23..1.25)
180.00
160.00
140.00
120.00
100.00
80.00
60.00
40.00
20.00
0.00
0.000
2.000
4.000
6.000
8.000
10.000
m2
Rys. 1.23. Charakterystyka: Φ=f(m2) HE: XB 51L-1 30, t11=120 oC, t21=55 oC, m1=0.68 kg/s
37
120.0
100.0
t12
80.0
60.0
40.0
20.0
0.0
0.000
2.000
4.000
6.000
8.000
10.000
m2
140.0
120.0
100.0
t22
80.0
60.0
40.0
20.0
0.0
0.000
2.000
4.000
6.000
8.000
10.000
m2
•
C. Φ = f (t 21) , t12 = f (t 21) , t 22 = f (t 21) , t11, m1, m2 = idem; (przykłady na rys. 1.26..1.28)
250.00
200.00
150.00
100.00
50.00
0.00
10.0
20.0
30.0
40.0
50.0
60.0
70.0
80.0
90.0
t21
Rys. 1.26. Charakterystyka: Φ=f (t21) HE: XB 51L-1 30, t11=120 oC, m1=0.68 kg/s, m2=2.39 kg/s
38
100.0
90.0
80.0
70.0
t12
60.0
50.0
40.0
30.0
20.0
10.0
0.0
10.0
20.0
30.0
40.0
50.0
60.0
70.0
80.0
90.0
t21
Rys. 1.27. Charakterystyka: t12=f(t21) HE: XB 51L-1 30, t11=120 oC, m1=0.68 kg/s, m2=2.39 kg/s
100.0
90.0
80.0
70.0
t22
60.0
50.0
40.0
30.0
20.0
10.0
0.0
10.0
20.0
30.0
40.0
50.0
60.0
70.0
80.0
90.0
t21
Rys. 1.28. Charakterystyka: t22=f(t21) HE: XB 51L-1 30, t11=120 oC, m1=0.68 kg/s, m2=2.39 kg/s
•
D. Φ = f (t11) , t12 = f (t11) , t 22 = f (t11) , t12, m1, m2 = idem; (przykłady na rys. 1.29..1.30)
160.00
140.00
120.00
100.00
80.00
60.00
40.00
20.00
0.00
50.0
60.0
70.0
80.0
90.0
100.0
110.0
120.0
130.0
t11
Rys. 1.29. Charakterystyka: Φ=f (t11) HE: XB 51L-1 30, t21=55oC, m1=0.68 kg/s, m2=2.39 kg/s
39
63.0
62.0
61.0
t12
60.0
59.0
58.0
57.0
56.0
55.0
54.0
50.0
60.0
70.0
80.0
90.0
100.0
110.0
120.0
130.0
t11
Rys. 1.30. Charakterystyka: t12=f (t11) HE: XB 51L-1 30, t21=55 oC, m1=0.68 kg/s, m2=2.39 kg/s
80.0
70.0
60.0
t22
50.0
40.0
30.0
20.0
10.0
0.0
50.0
60.0
70.0
80.0
90.0
100.0
110.0
120.0
130.0
t11
Rys. 1.31. Charakterystyka: t22=f (t11) HE: XB 51L-1 30, t21=55 oC, m1=0.68 kg/s, m2=2.39 kg/s
Charakterystyki przepływowe mają przebieg quasi-hiperboliczny, charakterystyki
temperaturowe mają quasi-linearny przebieg. Znajomość charakterystyki statycznej pozwala
na wyznaczenie wartości końcowych parametrów wyjściowych przy skokowej zmianie
parametrów wejściowych. Charakterystyką dynamiczną [20] bloku regulacji jest nazywana
funkcja odwzorowująca zmianę w czasie wielkości wejściowej na zmianę w czasie wielkości
wyjściowej. Wielkość wejściowa zwana jest zakłóceniem, wielkość wyjściowa – odpowiedzią
układu. W automatycznej regulacji rozpatruje się najczęściej dwie elementarne funkcje zmian
wejścia: funkcję skoku jednostkowego (Heaviside’a), gdy zmiana występuje skokowo w
nieskończenie krótkim czasie oraz funkcję częstotliwościową (Fouriera), kiedy zmiana ma
40
charakter sinusoidalny. Możliwości obliczeniowe współczesnych komputerów pozwalają na
rozpatrywanie dowolnej zmiany wielkości wejściowej jako odpowiedzi na szereg czasowy
skoków jednostkowych. Wielowymiarową charakterystykę dynamiczną bloku regulacji
(odwzorowanie funkcji zmiany wielkości wejściowej w czasie na zmianę wielkości
wyjściowej w czasie) wygodnie jest zapisać w formie macierzowej [20]:
 dY1  dX1 
 dτ  dτ 



dY
dX
1
2





dY  dτ  dτ 
=
dτ  dY1  dX 3 


 dτ  dτ 
 dY1  dX 4 



 d τ  dτ 
dY 2  dX1  


dτ  dτ  
dY 2  dX 2 


dτ  d τ  
dY 2  dX 3  


dτ  d τ  
dY 2  dX 4 


dτ  d τ  
(1.60)
Zespół wielkości wejściowych Xi wyjściowych Yi wymiennika ciepła jest taki sam jak
podano przy omawianiu charakterystyki statycznej. Wymiennik ciepła jest blokiem regulacji
(członem) inercyjnym 1. rzędu, z niewielką pojemnością cieplną. Jego odpowiedź na
zakłócenia przebiega według funkcji wykładniczej, której charakterystycznym parametrem
jest stała czasowa. Stała czasowa jest to czas, jaki by upłynął od wystąpienia odchylenia do
osiągnięcia wartości końcowej sygnału, gdyby prędkość zmiany sygnału była taka, jak na
początku. Na rys. 1.32. pokazano zmianę wielkości wyjściowej przy skoku jednostkowym
wielkości wejściowej.
Wartość procentowa uchybu regulacji [%]
120.00
100.00
80.00
60.00
40.00
20.00
0.00
0
5
10
15
Stała czasowa=10 s
20
25
czas [s]
Rys. 1.32. Zmiana wartości procentowej uchybu regulacji jako odpowiedź układu inercyjnego 1. rzędu przy
skoku jednostkowym wielkości wejściowej
41
Zmiana uchybu regulacji wielkości wyjściowej w czasie może być opisana równaniem
∆Y(τ) = ∆Y ⋅ e
−
τ
T
(1.61)
gdzie:
∆Y(τ) –uchyb regulacji po upływie czasu τ,
∆Y –początkowy uchyb regulacji,
τ – czas, s,
T – stała czasowa, s.
Stała czasowa wymienników płytowych jest rzędu kilkunastu, kilkudziesięciu sekund.
Elementy układów regulacji (regulatory, zawory regulacyjne z napędem) powinny mieć
charakterystykę dynamiczną dostosowaną do charakterystyki dynamicznej wymienników
ciepła. W przypadku płytowych wymienników ciepła stała czasowa czujników temperatury
powinna być rzędu kliku, kilkunastu sekund.
42
2. KLASYFIKACJA I CHARAKTERYSTYKA WĘZŁÓW CIEPLNYCH
2.1. Klasyfikacja węzłów cieplnych
Węzeł ciepłowniczy (cieplny) łączy instalację wewnętrzną z zewnętrzną siecią cieplną.
Występują różne przypadki własności i eksploatacji węzła cieplnego. Węzeł wraz z
pomieszczeniem może być własnością Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego (PC), własnością PC
może być tylko wyposażenie węzła, własnością PC może być tylko moduł (obwód)
przyłączeniowy. Węzeł cieplny może być także własnością zarządcy budynku. Eksploatację
węzła cieplnego może prowadzić Przedsiębiorstwo Ciepłownicze, ale również możliwa jest
eksploatacja przez zarządcę budynku lub zewnętrzną firmę. Zadaniem węzła cieplnego jest (w
nawiasie kwadratowym wymieniono funkcje opcjonalne):
•
Dostarczenie i transformacja ciepła z sieci ciepłowniczej do instalacji,
•
Pomiar zużycia ciepła do celów rozliczeń,
•
Automatyczna regulacja temperatury w obwodach wtórnych,
•
Automatyczna regulacja dyspozycyjnej różnicy ciśnienia,
•
[Rejestracja podstawowych parametrów i zdalna komunikacja],
•
[Zmiana temperatury i ciśnienia nośnika ciepła].
Wodne węzły cieplne można sklasyfikować według różnych kryteriów [34]. Pierwszy
podział wynika ze sposobu połączenia sieci ciepłowniczej i instalacji wewnętrznej. Węzły
cieplne dzielą się na:
•
Węzły bezpośredniego połączenia (ten sam nośnik ciepła płynie w sieci i instalacji),
•
Węzły pośrednie (wymiennikowe).
Węzły bezpośredniego połączenia można podzielić na:
•
Węzły bezpośredniego połączenia bez zmiany temperatury nośnika ciepła,
•
Węzły
bezpośredniego
połączenia
ze
zmianą
temperatury
nośnika
ciepła
(hydroelewatorowe lub zmieszania pompowego).
Węzły hydroelewatorowe mają obecnie historyczne znaczenie. Były powszechnie używane w
Polsce w latach 60. i 70. XX wieku jako rozwiązanie wymuszone przepisami prawa.
W zależności od funkcji (rodzaju potrzeb cieplnych węzły cieplne można podzielić na:
•
Węzły cieplne do celów ogrzewania,
•
Węzły cieplne do celów przygotowania ciepłej wody,
•
Węzły cieplne do celów podgrzewania powietrza wentylacyjnego,
•
Węzły cieplne do celów technologicznych.
43
Potrzeby technologiczne w obszarach zurbanizowanych to w głównej mierze potrzeby
basenów kąpielowych. W obszarze przemysłowym mogą wystąpić potrzeby technologiczne w
różnego rodzaju zakładach, ale nie stanowią zbyt dużego udziału w całości potrzeb
ciepłowniczych miast. Wyżej wymienione funkcje węzłów mogą się łączyć. Dominującym
typem węzła cieplnego w miastach jest węzeł do ogrzewania i przygotowania ciepłej wody –
ten typ węzła nosi nazwę węzła dwufunkcyjnego. Rzadko występują odrębne węzły do
przygotowania ciepłej wody. Węzły tylko do celów ogrzewania (jednofunkcyjne) występują
w obszarach zurbanizowanych, gdzie ciepła woda jest przygotowana w podgrzewaczach
gazowych lub elektrycznych. Ten system ma jednak tendencje zanikające, z jednej strony ze
względu na niebezpieczeństwo użytkowania urządzeń gazowych, z drugiej – ze względu na
wysoką cenę energii elektrycznej. Węzeł do celów ogrzewania, wentylacji i przygotowania
ciepłej wody nosi nazwę węzła trójfunkcyjnego.
Ze względu na lokalizację węzły cieplne można podzielić na:
•
Wbudowane węzły cieplne (w budynku o innym przeznaczeniu, jako kompaktowe lub
wykonywane na budowie),
•
Wolno stojące węzły cieplne (stanowiące odrębny budynek, zwykle wykonywane na
budowie).
W zależności od liczby ogrzewanych budynków (w warunkach polskich) węzły cieplne dzielą
się na:
•
Indywidualne węzły cieplne,
•
Grupowe węzły cieplne (ogrzewające grupę budynków).
Grupowe węzły cieplne były powszechnym rozwiązaniem w Polsce w latach 70. i 80. XX w.
Podobnie jak wcześniej węzły hydroelewatorowe, grupowe węzły wymiennikowe były
rozwiązaniem narzuconym przez obowiązujące przepisy prawa w dziedzinie ciepłownictwa.
W wielu miastach w Polsce występują jeszcze węzły grupowe. Mają one znacznie mniejsze
możliwości skutecznej regulacji parametrów i znacznie mniejszą efektywność dostawy ciepła
niż węzły indywidualne, dostosowane do potrzeb pojedynczego budynku. Jedynie bariera
finansowa nie pozwala niektórym Przedsiębiorstwom Ciepłowniczym na likwidację węzłów
grupowych i ich zastąpienie węzłami indywidualnymi.
W krajach UE wprowadza się dodatkowo podział na węzły w zależności od rodzaju
budynku mieszkalnego, na:
44
•
węzły cieplne w budynkach jednorodzinnych,
•
węzły cieplne w budynkach wielorodzinnych.
W budynkach wielorodzinnych mogą być stosowane mieszkaniowe węzły cieplne, z
wymiennikami do przygotowania ciepłej wody w każdym mieszkaniu. W warunkach
krajowych nie stosuje się układów bezpośredniego połączenia do celów ogrzewania, w innych
krajach takie rozwiązania są możliwe [39]. W budynku występuje główny węzeł cieplny,
transformujący parametry sieciowe na obniżone - instalacyjne, ale z ograniczeniem z dołu
temperatury zasilania ze względu na potrzeby ciepłej wody. Przy powszechnie przyjętych
parametrach instalacji ogrzewania o temperaturze zasilania nie wyższej niż 70 oC, regulacja
ogrzewania praktycznie jest realizowana jako ilościowa. Z uwagi na podwójną transformację
temperatury w wymiennikach do celów przygotowania ciepłej wody, rozwiązanie takie
powinno mieć uzasadnienie w postaci nadwyżki temperatury zasilania w sieci ciepłowniczej
poza tzw. punktem załamania wykresu regulacyjnego. We współczesnych rozwiązaniach
węzłów cieplnych są stosowane wyłącznie indywidualne węzły wymiennikowe lub węzły
mieszkaniowe.
2.2. Węzeł cieplny bezpośredniego połączenia
Węzeł cieplny bezpośredniego połączenia jest najprostszym typem węzła. Może być
stosowany jedynie w małych systemach ciepłowniczych, np. zasilanych z lokalnej kotłowni
gazowej lub olejowej. Węzły bezpośredniego połączenia mają również zastosowanie w
przemyśle, obecnie jako niskotemperaturowe (temperatura wody zasilającej do 100 oC.
Przyjmijmy następujące symbole graficzne elementów węzłów cieplnych:
pompa
filtr
zawór odcinający
zawór regulacyjny
zawór regulacji różnicy ciśnienia
zawór bezpieczeństwa
zawór zwrotny
45
ciepłomierz
przepływomierz
przeponowe naczynie wzbiorcze
manometr, termometr
2.2.1. Węzeł cieplny bezpośredniego połączenia bez zmiany temperatury wody
zasilającej
Na rys. 2.1. pokazano uproszczony schemat ideowy (bez oznaczenia średnic i
specyfikacji elementów) węzła cieplnego bezpośredniego połączenia bez zmiany temperatury
wody zasilającej.
Rys. 2.1. Uproszczony schemat ideowy (bez oznaczenia średnic i specyfikacji elementów) węzła
cieplnego bezpośredniego połączenia bez zmiany temperatury wody zasilającej (oprac. autora)
W węźle pokazanym na rys. 2.1. przepływ wody sieciowej następuje bezpośrednio z sieci do
instalacji bez zmiany temperatury. Zmiana ciśnienia następuje w wyniku strat ciśnienia w
obwodach sieci i instalacji. Dyspozycyjna różnica ciśnienia jest utrzymywana jako stała przez
zawór regulacji różnicy ciśnienia (i ograniczenia przepływu). Spełnione są następujące
równania:
tns = tis
(2.1)
tnr = tir
(2.2)
mn = mi
(2.3)
gdzie:
tns – temperatura zasilania wody sieciowej, oC,
46
tnr – temperatura powrotu wody sieciowej, oC,
tis – temperatura zasilania wody instalacyjnej, oC,
tir – temperatura powrotu wody instalacyjnej, oC,
mn – strumień masy wody w sieci cieplnej, kg/s,
mi – strumień masy wody w instalacji, kg/s.
Ciepłomierz i zawór regulacji różnicy ciśnienia mogą być instalowane w przewodzie
powrotnym lub zasilającym. Montaż w przewodzie zasilającym może być wymagany przez
Przedsiębiorstwo Ciepłownicze. Nastawa zaworu regulacji różnicy ciśnienia (i ograniczenia
przepływu) jest ustalana w wyniku obliczeń węzła cieplnego. Zagadnienia te zostaną
omówione w dalszej części poradnika.
2.2.2. Węzeł zmieszania pompowego
W węźle zmieszania pompowego temperatura wody zasilającej instalację jest
kształtowana (regulowana) w wyniku mieszania wody zasilającej (z sieci ciepłowniczej) z
wodą powracającą z instalacji wewnętrznej. Ilustruje to rys. 2.2. Są spełnione następujące
równania bilansu masy i ciepła (strumieni entalpii):
mi = mn + mm
(2.4)
mi ⋅ tis = mn ⋅ tns + mm ⋅ tir
(2.5)
tnr = tir
oraz
gdzie:
mm – strumień masy wody w przewodzie mieszania, kg/s,
inne oznaczenia jak wyżej.
m
Iloraz m
mn jest nazywany współczynnikiem mieszania i oznaczany literą α
α=
tns − tis
tis − tir
(2.6)
Współczynnik mieszania jest wyznaczony na podstawie przyjętej temperatury zasilania i
powrotu w sieci ciepłowniczej i w instalacji wewnętrznej. W pętli automatycznej regulacji
temperatura wody zasilającej instalację jest wielkością regulowaną, uzyskiwaną w wyniku
zmiany proporcji strumieni wody sieciowej i wody instalacyjnej. Wartość temperatury wody
47
zasilającej przyjmuje się najczęściej w zależności od temperatury powietrza zewnętrznego
(tzw. funkcja kompensacji pogodowej).
Rys. 2.2. Pętla mieszania – węzeł łączący (mieszający) i rozdzielający
Możliwość mieszania wody sieciowej z wodą powracającą z instalacji daje
zastosowanie strumienicy (pompy strumienicowej). Ten typ węzła cieplnego, znany jako
węzeł hydroelewatorowy, nie jest obecnie stosowany. Możliwość zmieszania wody daje
również zastosowanie pompy o napędzie elektrycznym. Pompa może być zamontowana:
•
w przewodzie zasilającym,
•
w przewodzie mieszania,
•
w przewodzie powrotnym.
Kolejne rysunki przedstawiają układ ciśnienia w przewodach sieci i instalacji w różnych
konfiguracjach umieszczenia pompy.
p1
p2
p8
p7
p3
p4
p6
p4
p1
p8
p7
p2
p5
p5
p6
p3
Rys. 2.3. Pompa w przewodzie zasilającym, schemat i układ ciśnienia [34]
Ciśnienie w punkcie 7 musi być większe niż w punkcie 2, wynika to z kierunku przepływu
wody. Zamontowanie trójdrogowego zaworu regulacyjnego nie zmienia zasadniczo układu
ciśnienia. W celu zapewnienia właściwego działania węzła zmieszania pompowego
48
dyspozycyjna różnica ciśnienia w punkcie włączenia węzła do sieci powinna być ujemna
(ciśnienie w przewodzie powrotnym mniejsze niż w przewodzie zasilającym) lub bliska 0.
Zawór regulacji różnicy ciśnienia nie ma możliwości zapewnienia takiej wartości (minimalna
wartość nastawy wynosi przeważnie 20 kPa). Inwersja dyspozycyjnej różnicy ciśnienia może
oddziaływać na węzły położone w pobliżu. Ten sposób połączenia jest możliwy jedynie w
przypadku obiegów kotłowni (bez pomp kotłowych lub ze sprzęgłem hydraulicznym) [30].
p1
p2
p8
p7 p6
p1
p7
p8
p2
p3
p5
p4
p6
p3
p5
p4
Rys. 2.4. Pompa w przewodzie powrotnym, schemat i układ ciśnienia [34]
Układ ciśnienia na rys. 2.4. jest podobny jak pokazany na rys. 2.3. W tym przypadku
także występuje inwersja ciśnienia. Ten układ jest rzadko stosowany w ciepłownictwie i
ogrzewnictwie.
p2
p1
p3
p8
p7
p6
p5
p1
p4
p8
p2
p3
p5
p6
p4
p4
p7
Rys. 2.5. Pompa w przewodzie mieszania, schemat i układ ciśnienia [34]
49
Tylko w układzie z pompą w przewodzie mieszania występuje dodatnia wartość
dyspozycyjnej różnicy ciśnienia w punkcie włączenia węzła cieplnego do sieci. Zatem, ten
układ jest funkcjonalnie predestynowany do współpracy z siecią cieplną. Może mieć
zastosowanie w niewielkich systemach ciepłowniczych zasilanych z kotłowni gazowych lub
olejowych. W scentralizowanych, średnich i dużych systemach ciepłowniczych węzły
bezpośredniego połączenia nie są stosowane ze względu na oczywiste niedogodności:
trudność w kształtowaniu ciśnienia w sieci przy zmiennym obciążeniu oraz możliwości
oddziaływania instalacji wewnętrznej na sieć ciepłowniczą (ubytki i zanieczyszczenie wody).
Rys. 2.6. przedstawia uproszczony schemat węzła zmieszania pompowego z pompą w
przewodzie mieszania.
Rys. 2.6. Uproszczony schemat węzła zmieszania pompowego z pompą w przewodzie mieszania,
opracowanie autora
Ciepłomierz i zawór regulacji różnicy ciśnienia (i ograniczenia przepływu) może być
umieszczony
w
przewodzie
powrotnym
lub
zasilającym,
zależnie
od
wymagań
Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego. Ten typ węzła może być stosowany jedynie wówczas, gdy
ciśnienie maksymalne w sieci ciepłowniczej nie jest większe niż dopuszczalne ciśnienie w
instalacji wewnętrznej. Zawór bezpieczeństwa działa jedynie w przypadku stanów
awaryjnych.
50
2.3. Wymiennikowe węzły cieplne
Wymiennikowe węzły cieplne mają zastosowanie w scentralizowanych systemach
ciepłowniczych zasilanych z elektrociepłowni lub dużych kotłowni (ciepłowni), a także
dużych central cieplnych (geotermalnych, słonecznych). Kolejne rysunki będą prezentować
typowe schematy węzłów cieplnych. Schematy ideowe węzłów cieplnych stosowane przez
Przedsiębiorstwa Ciepłownicze mogą być specyficzne, jednak różnice w stosunku do
prezentowanych w tej książce schematów są nieistotne, dotyczą głównie rodzaju wyposażenia
węzła i lokalizacji elementów regulacyjnych i pomiarowych. Autor zakłada, że Czytelnik ma
umiejętność czytania schematów ideowych.
2.3.1. Wymiennikowy węzeł cieplny do celów ogrzewania
Wymiennikowy
węzeł
cieplny
do
celów
ogrzewania
jest
zwany
węzłem
jednofunkcyjnym. Pokrywa wyłącznie zapotrzebowanie na moc cieplną do celów ogrzewania
budynku. Obwód sieciowy nosi nazwę obwodu pierwotnego, obwód instalacyjny – obwodu
wtórnego. Połączenie obwodu sieciowego z instalacyjnym umożliwia napełnianie instalacji i
uzupełnianie ubytków wody w instalacji z przewodu sieci ciepłowniczej. Jest to powszechnie
stosowane rozwiązanie, choć niektóre Przedsiębiorstwa Ciepłownicze mogą nie wyrazić
zgody na ten sposób uzupełniania. Wówczas rozwiązaniem alternatywnym jest wyposażenie
węzła cieplnego w stację uzdatniania (zmiękczanie, czasem odżelaziania) do celów
napełniania instalacji i uzupełniania ubytków wody. Rys. 2.7. pokazuje uproszczony schemat
jednofunkcyjnego wymiennikowego węzła cieplnego do ogrzewania [70].
Rys. 2.7. Uproszczony schemat jednofunkcyjnego wymiennikowego węzła cieplnego do ogrzewania [70]
51
Zawór bezpieczeństwa przy przeponowym naczyniu wzbiorczym jest elementem
koniecznym w przypadku, gdy iloczyn nadciśnienia (bar) i pojemności całkowitej (w dm3)
naczynia jest większy niż 300. Wynika to z polskich przepisów Dozoru Technicznego.
2.3.2. Wielofunkcyjny wymiennikowy węzeł cieplny
W węźle do celów ogrzewania, wentylacji i przygotowania ciepłej wody wszystkie
obwody pierwotną są połączone równolegle. Obwody wtórne stanowią odrębne sekcje.
Rys. 2.8. pokazuje uproszczony schemat dwufunkcyjnego wymiennikowego węzła cieplnego
do celów ogrzewania i przygotowania ciepłej wody [70]. Litery A i B oznaczają punkty
włączenia dodatkowej sekcji (obwodu), np. do celów wentylacji lub technologii. Stabilizator
temperatury ciepłej wody (włączony do przewodu ciepłej wody za wymiennikiem) jest
elementem koniecznym, gdy moc cieplna wymiennika ciepłej wody jest mniejsza niż
odpowiadająca chwilowemu (szczytowemu) zapotrzebowaniu na ciepłą wodę. Zasobniki
ciepłej wody są obecnie w Polsce rzadko stosowane.
Rys. 2.8. Uproszczony schemat dwufunkcyjnego wymiennikowego węzła cieplnego do celów ogrzewania i
przygotowania ciepłej wody [70]
Ciepłomierz jest instalowany w obwodzie przyłączeniowym (wspólnym) oraz w
obwodzie pierwotnym ogrzewania. Zużycie ciepła do celów przygotowania ciepłej wody
stanowi różnicę wskazań ciepłomierza głównego i ciepłomierza w sekcji ogrzewania.
Niektóre Przedsiębiorstwa Ciepłownicze wymagają montażu ciepłomierza w obwodzie
pierwotnym przygotowania ciepłej wody. Dodatkowy obwód może być projektowany do
celów wentylacji lub technologii. Obwody pierwotne są łączone równolegle. Obwód
52
wentylacji jest identyczny jak obwód ogrzewania (pogodowa regulacja temperatury zasilania
w instalacji), obwód do celów technologii – identyczny jak obwód przygotowania ciepłej
wody (stałowartościowa regulacja temperatury wody do celów technologicznych). W
dalszych rozdziałach (5,6,7) szczegółowo omówiono zasady doboru poszczególnych
elementów węzła cieplnego.
2.3.3. Mieszkaniowe węzły cieplne
Mieszkaniowy węzeł cieplny do ogrzewania i przygotowania ciepłej wody pokazano na
rys. 2.9. Zwarta budowa pozwala na montaż węzła w szafce o niewielkich wymiarach.
Połączenie do celów ogrzewania jest bezpośrednie, do przygotowania ciepłej wody – przez
wymiennik ciepła. Zestaw mieszkaniowego węzła cieplnego zawiera w jednej obudowie
wymiennik ciepła do przygotowania ciepłej wody użytkowej oraz wielofunkcyjny,
kombinowany regulator z ciśnieniowo i termostatycznie sterowanym zaworem regulacji
ciepłej wody, regulatorem różnicy ciśnienia oraz (opcjonalnie) zawór regulacji strefowej do
obwodu ogrzewania grzejnikowego lub podłogowego.
Rys. 2.9. Mieszkaniowy węzeł cieplny Akva Lux II TDP-F Danfoss oraz schemat instalacji
doprowadzającej nośnik ciepła do węzłów mieszkaniowych [39, 60]
Rys. 2.10. przedstawia schemat ideowy węzła mieszkaniowego, rys. 2.11. schemat
ideowy głównego węzła cieplnego w budynku (ze zbiornikiem buforowym).
53
Rys. 2.10. Mieszkaniowy węzeł cieplny Akva Lux II TDP-F Danfoss – schemat ideowy
Rys. 2.11. Główny węzeł cieplny ze zbiornikiem buforowym współpracujący z węzłami mieszkaniowymi [70]
Główny węzeł cieplny w budynku jest węzłem jednofunkcyjnym, z jednym obwodem
wtórnym. Woda instalacyjna (w obwodzie wtórnym) nie powinna mieć niższej temperatury
niż 65 oC, ze względu na konieczność podgrzania wody użytkowej do 55÷60 oC, zgodnie z
przepisami obowiązującymi w Polsce. Moc cieplna wymiennika ciepłej wody wynosi
przeciętnie 25÷36 kW. Liczbę jednocześnie działających wymienników ustala się na
podstawie wytycznych producentów urządzeń [39]. Zagadnienia doboru mieszkaniowych
węzłów cieplnych ogrzewania i przygotowania ciepłej wody zostaną omówione w dalszej
części książki.
54
2.4. Celowość stosowania dwustopniowego przygotowania ciepłej wody
Większość scentralizowanych systemów ciepłowniczych w Centralnej i Wschodniej
Europie była tworzona w latach 50. i 60. XX wieku. W tamtym okresie nominalna
(szczytowa) temperatura wody w systemach ciepłowniczych była przyjmowana jako 150 oC
w przewodzie zasilającym i 70 oC w przewodzie powrotnym w węzłach hydroelewatorowych
oraz 80 oC w węzłach wymiennikowych (w budynkach o specjalnym przeznaczeniu, np. w
szpitalach, żłobkach). Sezon grzewczy rozpoczynał się przy temperaturze powietrza
zewnętrznego poniżej 10 oC, temperatura wewnętrzna w mieszkaniach była przyjmowana
jako 18 oC. Woda w instalacji wewnętrznej miała nominalną (szczytową) temperaturę
95/70 oC (zasilenie/powrót), wyjątkowo – w budynkach służby zdrowia – 90/70 oC. W latach
70. i 80. wytyczne projektowania instalacji ogrzewania (miały obowiązujący charakter)
ustalały parametry instalacji wewnętrznej 110/70 oC. a nawet 115/70 oC. Rysunek 2.12.
przedstawia typowe parametry sieci ciepłowniczej i instalacji ogrzewania przyjmowane w
przeszłości [69].
160,0
140,0
120,0
100,0
tns [oC]
80,0
tnr [oC]
60,0
tis [oC]
tir [oC]
40,0
20,0
0,0
-30
-20
-10
0
10
20
Rys. 2.12. Typowe parametry sieci ciepłowniczej i instalacji ogrzewania w zależności od temperatury
powietrza zewnętrznego, przyjmowane w przeszłości (3. Strefa klimatyczna w Polsce) [69]
Oznaczenia:
tns – aktualna (odpowiadająca danej temperaturze powietrza zewnętrznego) temperatura
zasilania wody sieciowej, oC,
tnr – aktualna temperatura powrotu wody sieciowej, oC,
tis – aktualna temperatura zasilania wody instalacyjnej, oC,
55
tir– aktualna temperatura powrotu wody instalacyjnej, oC.
Temperatura wody zasilającej i powrotnej odpowiadająca najniższej temperaturze
powietrza zewnętrznego nosi nazwę temperatury obliczeniowej (nominalnej). Tak zwany
„punkt załamania”(w dalszej części cudzysłów zostanie opuszczony) wykresu regulacyjnego
przypadał w temperaturze ok. 6 oC. Zważywszy na graniczną temperaturę sezonu grzewczego
(10 oC), okres poza punktem załamania wykresu obejmował dość wąski przedział czasu.
Temperatura wody powrotnej w obwodzie pierwotnym ogrzewania była na tyle wysoka, że
było uzasadnione wykorzystanie ciepła z przewodu powrotnego obwodu ogrzewania do
wstępnego podgrzania wody użytkowej. Nie była natomiast słuszna zasada przyjmowania
najmniej
korzystnych
warunków
funkcjonowania
dwustopniowego
układu
przygotowania ciepłej wody w punkcie załamania wykresu regulacyjnego, przynajmniej
od czasu wprowadzenia urządzeń do regulacji temperatury wody zasilającej instalację
ogrzewania. Zasada ta była właściwa wtedy, gdy w węzłach cieplnych nie było urządzeń do
regulacji temperatury wody w instalacji wewnętrznej, czyli praktycznie wyłącznie w
przypadku węzłów hydroelewatorowych. Instalacja wewnętrzna, niewyposażona w zawory
termostatyczne, na zyski ciepła spowodowane przegrzaniem wody instalacyjnej i pochodzące
z innych źródeł (oświetlenie, obecność ludzi) „odpowiadała” podwyższeniem temperatury
wody powracającej z instalacji.
Model projektowania układów dwustopniowych ciepłej wody, powielany w
podręcznikach i wytycznych projektowania węzłów [3, 6], przetrwał aż do dnia dzisiejszego.
Jak widać z rys. 2.10., newralgiczne warunki projektowania dwustopniowego podgrzewania
wody użytkowej występują na początku i końcu sezonu grzewczego, przy najwyższej
temperaturze
powietrza
zewnętrznego.
Przy
braku
zaworów
termostatycznych
w
mieszkaniach (lata 80. XX w.) temperatura wody sieciowej wracającej z sekcji ogrzewania
wynosiła ok. 40 oC, co pozwalało na podgrzanie wody użytkowej do ok. 30 oC. Schemat
dwustopniowego przygotowania ciepłej wody pokazano na rys. 2.13.
56
Rys. 2.13. Dwustopniowy układ przygotowania ciepłej wody, HEX – wymiennik ciepła
Woda sieciowa wracająca z obwodu ogrzewania, zmieszana z wodą wracającą z
wymiennika 2. stopnia ciepłej wody, zasila wymiennik 1. stopnia. Tradycyjnie przyjmowano
podział mocy wymienników 1. i 2. stopnia jako 50/50%. We współczesnych systemach
ciepłowniczych w Polsce i w innych krajach Europy Centralnej od kilkunastu lat panuje
tendencja do obniżania nominalnej (obliczeniowej) temperatury systemów ciepłowniczych i
instalacji wewnętrznych. W Polsce przeważają parametry sieci 120/60 oC, w niektórych
miastach są wyższe - 130/70 oC, w niektórych niższe - 110/60 oC, 105/60 oC. Temperatura
pomieszczeń ogrzewanych obecnie wynosi 20 oC, powszechnie przyjmowane parametry
instalacji wewnętrznej ogrzewania to 70/50 oC lub niższe. Sezon grzewczy obejmuje zakres
temperatury powietrza zewnętrznego poniżej 12÷15 oC. Rys. 2.14. ilustruje współczesny
wykres regulacyjny w Polsce [69].
57
140,0
120,0
100,0
tns [oC]
80,0
tnr [oC]
60,0
tis [oC]
40,0
tir [oC]
20,0
0,0
-30
-20
-10
0
10
20
Rys. 2.14. Typowy współczesny wykres regulacyjny sieci i instalacji w Polsce (3. strefa klimatyczna) [69]
Można zauważyć w stosunku do poprzedniego wykresu znaczne poszerzenie obszaru
poza (na prawo) punktem załamania wykresu regulacyjnego (ok. 1 oC), zwłaszcza w
odniesieniu do czasu trwania tego okresu. Praktycznie w ok. 60÷70% sezonu grzewczego
występuje stała temperatura wody zasilającej, tym samym w węźle cieplnym ma miejsce
regulacja ilościowa. Występowanie tego zjawiska wymaga przystosowania zespołów
pompowych w źródłach ciepła do współpracy z systemem ciepłowniczym o regulacji
ilościowej. Zagadnienie będzie omówione w kolejnych rozdziałach książki. Jak można
zauważyć na wykresie, temperatura wody powrotnej z obwodu pierwotnego ogrzewania
wynosi ok. 32
o
C. Jest to temperatura określona przy założeniu braku zaworów
termostatycznych przy grzejnikach w pomieszczeniach. Nawet przy braku zaworów
termostatycznych rzeczywista temperatura wody powracającej do sieci jest niższa, gdyż przy
regulacji ilościowej powrotna temperatura wody sieciowej zbliża się do temperatury wody
powracającej z instalacji wewnętrznej. Zatem, minimalna temperatura wody sieciowej
powracającej z sekcji ogrzewania wynosi ok. 27
o
C. Wykorzystanie wody o takiej
temperaturze do podgrzewania wody użytkowej jest problematyczne. Wyposażenie instalacji
wewnętrznej w zawory termostatyczne przy grzejnikach wprowadza element ilościowy do
regulacji w obwodzie wtórnym ogrzewania. W wyniku działania zaworów termostatycznych,
np. przy występowaniu wewnętrznych i zewnętrznych zysków ciepła, zmniejsza się strumień
masy i temperatura powrotna wody płynącej przez grzejnik. Okres o najwyższej temperaturze
powietrza zewnętrznego charakteryzują dość wysokie zyski ciepła, zatem w newralgicznym
punkcie projektowania dwustopniowego układu cieplej wody temperatura wody wracającej z
58
sekcji pierwotnej ogrzewania może być jeszcze niższa niż wynikająca z wykresu
regulacyjnego. W tabeli 2.1. pokazano wyniki symulacji [33, 67] działania instalacji
wyposażonej w zawory termostatyczne przy przyjęciu powierzchni ogrzewalnej grzejników o
10% wyższej niż odpowiadająca zapotrzebowaniu na moc cieplną.
Tabela 2.1. Wyniki symulacji [33, 67] działania instalacji wyposażonej w zawory
termostatyczne przy przyjęciu powierzchni ogrzewalnej grzejników o 10% wyższej
niż odpowiadająca zapotrzebowaniu na moc cieplną
te [oC]
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
tis [oC]
46.8
45.6
44.4
43.2
42.0
40.8
39.5
38.3
37.0
35.7
34.4
33.0
tir [oC]
25.0
24.2
23.3
22.5
21.7
21.0
20.5
20.2
20.0
20.0
20.0
20.0
Temperatura wody powracającej z instalacji przy najwyższej temperaturze powietrza
zewnętrznego wynosi 20 oC. Temperatura powrotnej wody sieciowej będzie zbliżona do
temperatury wody instalacyjnej. W instalacji ogrzewania mogą wystąpić warunki praktycznie
uniemożliwiające funkcjonowanie wymiennika 1. stopnia. Woda wracająca z sekcji
ogrzewania będzie pogarszać warunki funkcjonowania wymiennika 1. stopnia przez
obniżenie temperatury wody wracającej z wymiennika 2. stopnia. Obniżeniu temperatury
wody powracającej z obwodu ogrzewania towarzyszy zmniejszenie strumienia objętości, co
znacznie obniża możliwy do wykorzystania potencjał cieplny wody powrotnej z obwodu
ogrzewania. Autor nie widzi uzasadnienia [19, 20, 21, 22, 23, 36, 37] stosowania we
współczesnych systemach ciepłowniczych dwustopniowych węzłów przygotowania ciepłej
wody, mimo że takie rozwiązania pojawiają się w wytycznych projektowania węzłów
cieplnych, nie tylko w Polsce [6]. Jednostopniowy węzeł przygotowania ciepłej wody,
zaprojektowany zgodnie ze współczesnymi standardami projektowania, charakteryzuje się
mniejszym strumieniem masy wody sieciowej i niższą temperaturą wody powracającej do
sieci niż dwustopniowy węzeł projektowany według poprzednio stosowanych zasad [20, 21,
22].
59
3. BILANS CIEPLNY WĘZŁA CIEPLNEGO
Bilans cieplny węzła jest początkowym, ale najważniejszym etapem projektowania
węzła cieplnego. Błędy popełnione przy opracowaniu bilansu „przenoszą się” na dobór
elementów węzła i mogą prowadzić do nieprawidłowych stanów eksploatacyjnych, np.
wskutek doboru zaworów regulacji temperatury o niewłaściwych parametrach statycznych
(charakterystyce statycznej).
3.1. Bilans ciepła do celów ogrzewania
W krajach europejskich instalację ogrzewania budynków projektuje się zgodnie z normą
EN 12831: Heating systems in buildings. Method for calculation of the design heat load.
Polska edycja tej normy: PN-EN 12831: Systemy ogrzewania w budynkach. Metoda obliczeń
projektowego obciążenia cieplnego [44] jest stosowana w projektowaniu od 1stycznia 2009 r.
Procedura obliczeń projektowego obciążenia cieplnego pomieszczeń (budynku)
obejmuje następujących 6 składowych wymiany ciepła między budynkiem i otoczeniem:
a. wymiana ciepła bezpośrednio przez obudowę zewnętrzną,
b. wymiana ciepła bezpośrednio przez pomieszczenia nieogrzewane,
c. wymiana ciepła do gruntu,
d. wymiana ciepła między pomieszczeniami o innej temperaturze (składowa nie jest
uwzględniona w całości budynku),
e. ciepło do ogrzania powietrza wentylacyjnego (przy wentylacji naturalnej lub
mechanicznej),
f. dodatek do skompensowania wpływu okresowego osłabienia ogrzewania.
Wewnętrzne i zewnętrzne zyski ciepła nie są brane pod uwagę przy wyznaczeniu
projektowego obciążenia cieplnego. We współczesnych budynkach wielorodzinnych zyski
wewnętrzne wynoszą 4÷5 W/m2 w odniesieniu powierzchni użytkowej. Jest to, przy obecnych
standardach ochrony cieplnej budynków, ok. 20% wartości projektowego obciążenia
cieplnego.
W budynkach użyteczności publicznej zyski ciepła są większe i wynoszą
5÷10 W/m2 powierzchni użytkowej.
Dodatkowy strumień ciepła do skompensowania
osłabienia ogrzewania jest przyjmowany przez projektantów w przedziale 9÷36 W/m2 w
odniesieniu do powierzchni ogrzewanej, co łącznie ze składową zysków ciepła prowadzi do
wstępnego przewymiarowania powierzchni grzejników w ogrzewanych pomieszczeniach o co
najmniej 25-40%. W nowoczesnych budynkach szczelność okien nie pozwala zwykle na
uzyskanie strumienia powietrza wentylacyjnego, który jest przyjmowany jako miarodajny do
60
obliczenia projektowego obciążenia cieplnego (krotność wymiany powietrza w pokojach
0.5 h-1, w kuchniach i łazienkach z oknami 1.5 h-1) [44]. Z tego powodu do obliczeń bilansu
węzła cieplnego nie zaleca się przyjmowania współczynnika zwiększającego moc cieplną.
Moc węzła cieplnego do celów ogrzewania proponuje się przyjmować jako projektowe
obciążenie cieplne budynku. Dość często występuje w Polsce zjawisko korekty zamówionej
mocy cieplnej po jednym lub kilku początkowych sezonach grzewczych w wyniku wstępnego
przewymiarowania instalacji ogrzewania. Zatem:
Φsh = Φhl
(3.1)
gdzie:
Φsh – moc cieplna wymiennika do celów ogrzewania, kW,
Φhl – projektowe obciążenie cieplne budynku, kW.
3.2. Bilans ciepła do celów przygotowania ciepłej wody
Zapotrzebowanie na ciepłą wodę może być rozpatrywane w różnych przedziałach
czasu. Roczne zapotrzebowanie służy do celów bilansowych i rozliczeń, zapotrzebowanie
dobowe jest użytecznym wskaźnikiem określającym standard wyposażenia w urządzenia
ciepłej wody. Dobowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę stanowi około 50% całkowitego
zapotrzebowania na wodę w gospodarstwach domowych [9,11,12]. Obecnie w Polsce zużycie
wody ogółem przez jednego mieszkańca wynosi od 60 do 150 dm3 na dobę, przeciętnie
100 dm3 [9]. Zużycie ciepłej wody do celów projektowania instalacji i węzłów cieplnych
może być przyjęte w przedziale 50÷60 dm3 na jednego mieszkańca [9, 11, 12]. W budynkach
użyteczności publicznej zużycie ciepłej wody najkorzystniej jest przyjmować na podstawie
badań obiektów o podobnym przeznaczeniu lub na podstawie zmierzonego zużycia wody
ogółem. Rozkład dobowy zapotrzebowania na ciepłą wodę może mieć różny charakter w
zależności od przeznaczenia budynku. Do celów projektowania wymiennika ciepła do
przygotowania ciepłej wody należy przyjąć okres krótszy niż doba. Im krótszy okres
obserwacji, tym większe zapotrzebowanie na ciepłą wodę. Na rys. 3.1. i 3.2 przedstawiono
rozkład zapotrzebowania na ciepłą wodę w typowym budynku wielorodzinnym w okresie 1
minuty i 20 minut [20, 27, 29]. Widać wyraźne „spłaszczenie” zapotrzebowania, ale
zachowany jest charakter nierównomierności zapotrzebowania. Okres dwudziestominutowy
może być przyjęty do obliczeń wymiennika ciepłej wody w układzie ze stabilizatorem
61
temperatury. Zdaniem autora zapotrzebowanie maksymalne godzinowe nie jest obecnie
miarodajne do obliczeń wymiennika do przygotowania ciepłej wody.
1.6
1.4
1.2
1
0.8
0.6
0.4
0.2
23:06:28
22:03:28
21:00:28
19:57:28
18:54:28
17:51:28
16:48:28
15:45:28
14:42:28
13:39:28
12:36:28
11:33:28
10:30:28
09:27:28
08:24:28
07:21:28
06:18:28
05:15:28
04:12:28
03:09:28
02:06:28
01:03:28
00:00:28
0
time
Rys.3.1. Typowy rozkład zapotrzebowania na ciepłą wodę w budynku mieszkalnym wielorodzinnym w
okresie 1 minuty, maksimum zapotrzebowania: 1.37 kg/s [22, 27, 29]
0.35
0.3
0.25
0.2
0.15
0.1
0.05
23:02:28
22:02:28
21:02:28
20:02:28
19:02:28
18:02:28
17:02:28
16:02:28
15:02:28
14:02:28
13:02:28
12:02:28
11:02:28
10:02:28
09:02:28
08:02:28
07:02:28
06:02:28
05:02:28
04:02:28
03:02:28
02:02:28
01:02:28
00:02:28
0
Rys.3.2. Typowy rozkład zapotrzebowania na ciepłą wodę w budynku mieszkalnym wielorodzinnym w
okresie20 minut, maksimum zapotrzebowania: 0.32 kg/s [22, 27, 29]
Z wykresów wynika, że jednominutowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę jest około
czterokrotnie większe niż zapotrzebowanie 20 minutowe. Przy braku stabilizatora
temperatury ciepłej wody moc wymiennika ciepła byłaby również czterokrotnie większa.
Zastosowanie stabilizatora temperatury ciepłej wody pozwala zracjonalizować dobór
62
wymiennika ciepła. Dobowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę podzielone przez 24 daje w
wyniku zapotrzebowanie średnie godzinowe [22]:
mh =
md
24
(3.2)
gdzie:
md – dobowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę, kg/d,
mh – średnie godzinowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę, kg/h.
Według wytycznych Euroheat& Power [6] strumień objętości ciepłej wody, miarodajny
do doboru wymiennika ciepła, może być określony na podstawie liczby mieszkań, w
przedziale od wartości minimalnej do maksymalnej. Prezentuje to rys. 3.3. i tabela 3.1.
Rys. 3.3. Strumień objętości ciepłej wody miarodajny do doboru wymiennika ciepła – wykres oryg. [6]
63
Tabela 3.1. Strumień objętości ciepłej wody [l/s] miarodajny do doboru wymiennika ciepła w zależności od
liczby mieszkań – tabela oryg. [6]
Wartości strumienia ciepłej wody zalecane przez EH&P [6] nie są wartościami
maksymalnymi w instalacji ciepłej wody. W krajach Unii Europejskiej, w Polsce od 2005 r.,
w projektowaniu instalacji ciepłej wody obowiązuje norma EN-PN 806-3: Wymagania
dotyczące wewnętrznych instalacji wodociągowych do przesyłu wody przeznaczonej do
spożycia przez ludzi. Część 2: Projektowanie. Część 3: Wymiarowanie przewodów - Metody
uproszczone (oryg.)[40, 41, 42]. Norma określa procedury obliczeń maksymalnego strumienia
ciepłej wody (także wody ogółem) i zasady uproszczonych obliczeń hydraulicznych
przewodów instalacji wodociągowej.
Przybory ciepłej wody mają przyporządkowaną wartość tzw. jednostki obciążenia LU
(loading unit). Autor, na podstawie [12, 28] zaleca w krajowych warunkach przyjmowanie
następujących wartości jednostek obciążenia:
•
wanna, natrysk
– 2 LU,
•
zlewozmywak
– 1.5 LU,
•
umywalka, bidet
– 1 LU.
W typowym mieszkaniu w budynku wielorodzinnym można przyjąć sumę jednostek
obciążenia instalacji ciepłej wody równą 4.5. Maksymalny strumień objętości ciepłej wody,
miarodajny do doboru średnic instalacji, jest obliczany w zależności od sumy jednostek
obciążenia i maksymalnej liczby jednostek obciążenia jednego przyboru. Przy LUmax=2 i
ΣLU≤300 maksymalny, obliczeniowy strumień objętości ciepłej wody można obliczyć z
wzoru [41, 42]:
q = 0.15 ⋅ (ΣLU)
0.415
64
(3.3)
jeżeli ΣLU>300 przy każdej wartości LUmaxz wzoru:
q = 0.0482 ⋅ (ΣLU)
0.614
(3.4)
gdzie:
q – obliczeniowy strumień objętości ciepłej wody, dm3/s,
ΣLU – suma jednostek obciążenia w instalacji.
Przy powyższych założeniach strumień objętości ciepłej wody przypadający na 1 mieszkanie
jest równy 0.28 dm3/s. Odpowiada mu chwilowa moc cieplna równa 58.6 kW (przy różnicy
temperatury wody 50 K).
W tabeli 3.2. porównano wartości strumienia objętości ciepłej wody zalecane przez
EH&P [6] oraz wartości otrzymane z wzoru (3.3) lub (3.4). Graficzną interpretację wyników
pokazano na rys. 3.4.
Tabela 3.2. Porównanie strumienia objętości ciepłej wody obliczonego
według różnych źródeł w zależności od liczby mieszkań [6, 28, 41]
q [dm3/s]
nf
1
2
3
1
0.28
0.36
0.20
5
0.55
0.60
0.25
10
0.73
0.73
0.31
20
0.97
0.91
0.40
30
1.15
1.05
0.48
40
1.29
1.18
0.55
50
1.42
1.29
0.61
80
1.79
1.58
0.78
100
2.05
1.76
0.89
120
2.29
1.92
0.99
150
2.63
2.15
1.14
180
2.94
2.37
1.28
200
3.14
2.51
1.38
250
3.60
2.84
1.60
1 – [EN 806], 2 – MAX [EH&P], 3 – MIN [EH&P],
nf - liczba mieszkań
65
4.00
3.50
3.00
[1]
2.50
q
[2]
2.00
[3]
1.50
1.00
0.50
0.00
0
50
100
150
200
250
300
liczba mieszkań
Rys. 3.4. Porównanie strumienia objętości ciepłej wody obliczonego
według różnych źródeł w zależności od liczby mieszkań - interpretacja graficzna [6, 28, 41]
1 – [EN 806], 2 – MAX [EH&P], 3 – MIN [EH&P]
Można zauważyć, że najwyższe wartości strumienia objętości otrzymuje się na
podstawie EN 806. Wartości zalecane przez EH&P [6] są mniejsze. Oznacza to, ze w
wymienniku ciepła zaprojektowanym stosownie do przyjętej wartości strumienia objętości,
mniejszej niż określona z EN 806, wystąpi niedobór mocy cieplnej przy przepływie
obliczeniowym w instalacji. W celu zachowania standardu obsługi odbiorcy należy
zaprojektować wymiennik ciepła o mocy odpowiadającej największemu strumieniowi
objętości ciepłej wody, albo zastosować elementy tłumiące w postaci stabilizatora lub
zasobnika ciepła. Zgodnie z tendencjami przyjętymi w Polsce częściej stosuje się węzły
cieplne ciepłej wody ze stabilizatorem temperatury niż z zasobnikami ciepłej wody. Przy
doborze wymiennika ciepłej wody w warunkach strumienia objętości mniejszego niż
obliczeniowy strumień w instalacji należy sprawdzić stratę ciśnienia w warunkach
ekstremalnych. Średnica przewodów instalacji ciepłej wody musi być dobrana stosownie do
maksymalnego strumienia objętości, określonego według EN-PN 806-3 [41].
W przypadku budynków o innym przeznaczeniu
niż mieszkalne trudno jest o
jednoznaczne wytyczne projektowania układów ciepłej wody. W budynkach użyteczności
publicznej autor zaleca przyjmowanie miarodajnego strumienia ciepłej wody do doboru
wymiennika ciepła jako 0.35÷0.50 strumienia obliczeniowego, określonego na podstawie
EN 806 [41], w przypadku zastosowania stabilizatora temperatury i 0.85÷0.90 wartości
66
strumienia obliczeniowego przy braku stabilizatora. W drugim wariancie wystąpią okresy
niedotrzymania temperatury ciepłej wody, ale będą one krótkotrwałe i statystycznie mało
istotne.
Moc cieplną wymiennika do przygotowania ciepłej wody określa się na podstawie
miarodajnego strumienia objętości:
ΦDHW = q ⋅ cp ⋅ ρ ⋅ (thw − tcw )
(3.5)
gdzie:
q – miarodajny strumień ciepłej wody (do doboru wymiennika ciepła), dm3/s,
ρ – gęstość ciepłej wody, kg/dm3,
thw – temperatura ciepłej wody, oC, zwykle przyjmowana jako 55÷60 oC,
tcw – temperatura wody zimnej, oC, przyjmowana jako 10 oC.
Moc zamówiona do przygotowania ciepłej wody w większości Przedsiębiorstw
Ciepłowniczych w Polsce jest przyjmowana jako moc średnia godzinowa. W celu jej
obliczenia do wzoru (3.8) należy podstawić średni godzinowy strumień objętości ciepłej
wody (w odpowiednich jednostkach).
W mieszkaniowych węzłach cieplnych moc wymienników ciepłej wody w
mieszkaniach i moc przyjęta w węźle głównym jest wyznaczana na podstawie wytycznych
producentów urządzeń. Typowa moc wymiennika mieszkaniowego jest przyjmowana jako
33÷36 kW. Moc przyjęta jako miarodajna w węźle głównym (w budynku) jest określana w
zależności od przyjętej jednocześnie liczby działających węzłów mieszkaniowych lub przy
przyjęciu sumy mocy wszystkich wymienników ciepłej wody ze współczynnikiem
jednoczesności.
Rys. 3.5. pokazuje liczbę jednocześnie działających wymienników
mieszkaniowych w zależności od liczby wszystkich mieszkań [63a].
67
Rys. 3.5. Liczba jednocześnie działających wymienników mieszkaniowych w zależności od całkowitej liczby
mieszkań [63a]
Moc cieplną do przygotowania ciepłej wody w głównym węźle cieplnym określa się z wzoru:
.
Φ DHW = n ⋅ ΦDHW1
(3.6)
gdzie:
ΦDHW1 – moc pojedynczego wymiennika ciepłej wody w mieszkaniu, kW,
n – liczba jednocześnie działających wymienników mieszkaniowych.
Na rys. 3.6. zilustrowano współczynnik jednoczesności zapotrzebowania na ciepłą wodę
według standardów skandynawskich i niemieckich [39] przyjmowany przy obliczeniu mocy
cieplnej węzła głównego, zasilającego węzły mieszkaniowe.
Rys. 3.6. Współczynnik jednoczesności zapotrzebowania na ciepłą wodę – wykres oryg. [39]
68
Moc cieplna do przygotowania ciepłej wody w głównym węźle cieplnym jest obliczana z
wzoru:
ΦDHW = cf ⋅ nf ⋅ ΦDHW1
(3.7)
gdzie:
ΦDHW1 – moc pojedynczego wymiennika ciepłej wody w mieszkaniu, kW,
nf – liczba mieszkań,
cf – współczynnik jednoczesności.
W tabeli 3.2. porównano wyniki obliczeń mocy cieplnej do przygotowania ciepłej wody
według [63a] i [39].
Tabela 3.2. Porównanie wyników obliczeń mocy cieplnej
do przygotowania ciepłej wody według [63a] - 1 i [39] - 2.
ΦDHW1 =36 kW
ΦDHW [kW]
nf
1
2
1
5
10
20
30
40
50
80
100
120
36.00
72.00
108.00
144.00
162.00
176.40
187.20
216.00
234.00
259.20
36.00
79.20
108.00
122.40
135.00
158.40
165.60
204.48
237.60
267.84
Obydwie metody obliczeń prowadzą do podobnych wyników. Autor nie podejmuje
dyskusji na temat „wyższości” węzłów mieszkaniowych nad rozwiązaniem z węzłem
wspólnym. Dyskusja miałaby raczej charakter marketingowy, a nie merytoryczny. Decyzję o
zastosowaniu
węzłów
mieszkaniowych
podejmuje
inwestor
lub
Przedsiębiorstwo
Ciepłownicze.
3.3. Bilans ciepła do celów wentylacji
Bilans cieplny do pokrycia potrzeb wentylacji naturalnej w budynkach jest częścią
bilansu cieplnego do celów ogrzewania. W przypadku wentylacji mechanicznej lub
klimatyzacji odpowiedni projekt powinien zawierać kompletne dane dotyczące mocy cieplnej
w zespołach wentylacyjnych (klimatyzacyjnych), z określeniem jednoczesności działania i
wartości temperatury zasilania i powrotu w instalacji (parametrów instalacji). Projektant
69
węzła cieplnego nie może ponosić odpowiedzialności za brak precyzji lub za niewłaściwe
dane do projektu. Węzeł cieplny zaprojektowany na podstawie niewłaściwych danych nie
będzie działał prawidłowo, mogą wystąpić stany eksploatacyjne odbiegające od stanów
optymalnych. Maksymalna moc cieplna wymiennika w obwodzie wentylacji będzie zależała
nie tylko od rodzaju urządzeń do odzyskiwania ciepła, ale również od sposobu regulacji tych
urządzeń. Przyjęcie wymiennika do odzyskiwania ciepła wentylacyjnego o dużej sprawności
może oznaczać konieczność uruchomienia obejścia wymiennika przy niskiej temperaturze
powietrza zewnętrznego. Wówczas zakres mocy cieplnej (od 2% do 100%) nie pozwoli na
prawidłowe
działanie
wymiennika
ciepła
ogrzewającego
powietrze
wentylacyjne,
wymiennika w węźle cieplnym oraz zaworów regulacyjnych zamontowanych w
odpowiednich obwodach. Przy projektowaniu systemów wentylacji w budynkach
użyteczności publicznej centrale wentylacyjne są najczęściej umieszczane na dachach, w
otoczeniu powietrza zewnętrznego. Nośnikiem ciepła ogrzewającym powietrze może być
wówczas czynnik niezamarzający, np. roztwór wodny glikolu propylenowego lub etylowego.
Niektóre Przedsiębiorstwa Ciepłownicze nie wyrażają zgody na ogrzewanie roztworu glikolu
w wymienniku węzła cieplnego – należy wówczas zaprojektować wymiennik pośredni.
Projektant węzła cieplnego musi dysponować kompletnymi, prawidłowymi danymi. Jest to
trudne przy „rozproszeniu” procesu projektowania na różne firmy.
Moc cieplna wymiennika ciepła zasilającego nagrzewnice wstępne w systemach
wentylacyjnych jest przyjmowana jako suma mocy cieplnej jednocześnie działających
nagrzewnic wentylacyjnych. Moc nagrzewnicy wstępnej powietrza określa wzór:
Φve1 = mda ⋅ (hs − he ) ⋅ (1 − ηhr ) ⋅ (1 − ηghe )
(3.8)
gdzie:
Φve1 moc cieplna nagrzewnicy wstępnej, kW,
mda – strumień masy powietrza suchego, kg/s,
hs – entalpia właściwa powietrza nawiewanego, kJ/kg,
he – entalpia właściwa powietrza zewnętrznego, kJ/kg,
ηhr –sprawność odzyskiwania ciepła odniesiona do entalpii,
ηghe –sprawność wymiennika gruntowego (odniesiona do entalpii powietrza nawiewanego).
W praktyce, przy niewielkiej zawartości wilgoci w powietrzu zewnętrznym można
zastosować wzór:
70
Φve1 = V ⋅ (ts − te ) ⋅ cp ⋅ (1 − ηthr ) ⋅ (1 − ηtgh )
(3.9)
gdzie:
V – strumień objętości powietrza, m3/s,
ts – temperatura powietrza nawiewanego, kJ/kg,
te – temperatura powietrza zewnętrznego, kJ/kg,
ηthr – temperaturowa sprawność odzyskiwania ciepła,
ηtghe – temperaturowa sprawność gruntowego wymiennika ciepła (odniesiona do temperatury
powietrza nawiewanego),
cp – ciepło właściwe powietrza (odniesione do objętości), kJ/(m3 K).
W
nagrzewnicach
wtórnych,
stanowiących
element
wyposażenia
układów
klimatyzacyjnych, moc do ogrzania powietrza oblicza się jako:
Φve1 = mda ⋅ (hs − hc )
(3.10)
gdzie:
hs – entalpia właściwa powietrza nawiewanego, kJ/kg,
hc – entalpia właściwa powietrza przed nagrzewnicą wtórną (za chłodnicą powietrza), kJ/kg.
Wyżej opisane dane powinien zawierać projekt wentylacji i klimatyzacji.
3.4. Bilans ciepła do celów technologii
W miejskich systemach ciepłowniczych potrzeby technologiczne występują przy
ogrzewaniu basenów kąpielowych i ich kompleksów (aqua-parki). Podobnie jak w projekcie
wentylacji, zapotrzebowanie na moc cieplną do celów technologicznych powinno być
precyzyjnie określone w odpowiednim opracowaniu projektowym, w każdym obwodzie
podgrzewania wody. Brak precyzyjnych danych albo dane niewiarygodne mogą spowodować
niewłaściwe
funkcjonowanie
urządzeń
technologicznych
basenu
kąpielowego.
Odpowiedzialność może być wówczas przeniesiona na autora projektu węzła cieplnego. Przy
braku danych w projekcie technologicznym basenu kąpielowego należy uzyskać odpowiednie
materiały od inwestora. Moc cieplna wymienników do podgrzewania wody w basenach
kąpielowych zależy od strat ciepła niecki basenu, strat ciepła w urządzeniach do uzdatniania
wody, stopnia uzupełniania wodą świeżą, szczegółów schematu ideowego basenu (np.
miejsca włączenia przewodu z wodą podgrzaną). Należy także wziąć pod uwagę moc cieplną
71
potrzebną do ogrzania wody przy napełnianiu basenu. Przy zastosowaniu urządzeń do
odzyskiwania ciepła z wody basenowej należy ustalić temperaturę początkową i końcową
wody i odpowiednie strumienie masy w układach odzyskiwania ciepła. Moc cieplna
potrzebna do podgrzania strumienia masy wody jest równa:
Φt = m ⋅ cp ⋅ (t 2 − t1)
(3.11)
gdzie:
Φt – moc cieplna do podgrzania wody basenowej, kW,
t1 – początkowa temperatura wody, oC,
t2 – końcowa temperatura wody, oC.
cp – ciepło właściwe wody w zakresie temperatury t1-t2, kJ/(kg K),
Może być zastosowany jeden, wspólny wymiennik do napełniania basenu, podgrzania
wody cyrkulacyjnej i wody uzupełniającej albo odrębne wymienniki. Przy określeniu mocy
zamówionej do rozliczeń za dostawę ciepła należy założyć właściwą jednoczesność potrzeb
technologicznych z innymi potrzebami (ogrzewanie, wentylacja, przygotowanie ciepłej
wody). Wymienniki ogrzewające wodę basenową są zwykle integralną częścią instalacji
technologicznej basenu kąpielowego. Wymienniki ciepła w węźle cieplnym są wymiennikami
pośrednimi: ogrzewają wodę o odpowiedniej temperaturze, która z kolei ogrzewa wodę
basenową. Parametry wody w obwodzie wtórnym należy ustalić na podstawie danych
zamieszczonych w projekcie technologicznym basenu kąpielowego.
72
4. STRUMIEŃ MASY NOŚNIKA CIEPŁA W OBWODACH WĘZŁA CIEPLNEGO
Moc cieplna wyznaczona w bilansie ciepła jest punktem wyjścia do obliczenia
strumienia masy (objętości) nośnika ciepła po stronie pierwotnej i wtórnej w każdym z
obwodów węzła cieplnego. Strumień masy nośnika ciepła będzie elementem determinującym
parametry hydrauliczne odwodów: średnicę przewodów i stratę ciśnienia.
4.1. Strumień masy nośnika ciepła w pierwotnym i wtórnym obwodzie ogrzewania
Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym ogrzewania opisuje wzór:
mnh =
Φsh
cp ⋅ (tnso − tnro )
(4.1)
gdzie:
mnh – strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym ogrzewania, kg/s,
Φsh – moc cieplna do celów ogrzewania, kW,
tnso – nominalna (obliczeniowa) temperatura wody zasilającej w sieci ciepłowniczej, oC,
tnro – nominalna (obliczeniowa) temperatura wody powrotnej w sieci ciepłowniczej, oC,
cp – ciepło właściwe wody sieciowej w przedziale temperatury tnso÷tnro, kJ/(kg K).
W przypadku rzeczywistej temperatury wody powrotnej odbiegającej od temperatury
nominalnej (np. przy doborze wymienników z nadmiarem powierzchni ogrzewalnej) należy
do wzoru (4.1) podstawić rzeczywistą temperaturę wody powrotnej. Parametry nominalne
sieci ciepłowniczej określa Przedsiębiorstwo Ciepłownicze w umowie przyłączeniowej i w
umowie o dostawę ciepła.
Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie wtórnym ogrzewania wyznacza się na
podstawie przyjętej w projekcie instalacji wartości temperatury wody zasilającej i powrotnej:
mih =
Φ sh
cp ⋅ (tiso − tiro )
(4.2)
gdzie:
mih – strumień masy nośnika ciepła w obwodzie wtórnym ogrzewania, kg/s,
tiso – nominalna (obliczeniowa) temperatura wody zasilającej w instalacji, oC,
tiro – nominalna (obliczeniowa) temperatura wody powrotnej w instalacji, oC,
cp – ciepło właściwe wody instalacyjnej w przedziale temperatury tiso÷tiro, kJ/(kg K).
73
4.2. Strumień masy nośnika ciepła w pierwotnym i wtórnym w obwodzie przygotowania
ciepłej wody
W jednostopniowych węzłach przygotowania ciepłej wody newralgiczne warunki do
projektowania wymiennika występują przy najniższej temperaturze wody zasilającej w sieci
ciepłowniczej, czyli w tzw. punkcie załamania wykresu regulacyjnego i na prawo od punktu
załamania – w kierunku wyższej temperatury powietrza zewnętrznego (patrz rys. 2.12).W
zależności od krajowych regulacji minimalna temperatura wody zasilającej w systemach
ciepłowniczych dostarczających ciepło do przygotowania ciepłej wody wynosi 65-70 oC.
Temperatura wody sieciowej powracającej z wymiennika ciepłej wody jest najczęściej
przyjmowana w przedziale 25÷35 oC. Im niższa temperatura wody powrotnej, tym mniejszy
strumień masy nośnika ciepła, ale tym większa powierzchnia wymiany ciepła wymiennika.
Przy doborze wymiennika ciepłej wody należy pamiętać, że dobór nie przypada w warunkach
ekstremalnych. Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym ciepłej wody określa
wzór (4.3).
mnDHW =
Φ DHW
cp ⋅ (tnsb − tnrb )
(4.3)
gdzie:
mnDHW – strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym ciepłej wody, kg/s,
ΦDHW – moc cieplna przyjęta do doboru wymiennika ciepłej wody, kW,
tnsb – minimalna temperatura zasilania wody sieciowej, oC,
tnrb – obliczeniowa temperatura wody powrotnej sieciowej, oC,
cp – ciepło właściwe wody sieciowej w przedziale temperatury tnsb÷tnrb, kJ/(kg K).
Strumień masy w obwodzie wtórnym przyjęty do doboru wymiennika może być
określony według wytycznych EH&P [6]. Strumień maksymalny, wynikający z liczby
punktów poboru jest większy. Zatem, do wymiarowania hydraulicznego obwodu wtórnego
ciepłej wody i do określenia straty ciśnienia przy przepływie przez wymiennik powinien być
przyjęty strumień maksymalny q, obliczony zgodnie z EN 806 [41]. Strumień masy wody
cyrkulacyjnej powinien być przyjęty na podstawie projektu instalacji ciepłej wody. Przy
braku danych do obliczeń węzła cieplnego można przyjąć orientacyjnie strumień objętości
wody cyrkulacyjnej równy (0.08÷0.12)q - chwilowego strumienia objętości ciepłej wody [20,
22].
74
4.3. Strumień masy nośnika ciepła w pierwotnym i wtórnym w obwodzie wentylacji
Zapotrzebowanie na moc cieplną do wentylacji (nagrzewnice wstępne w centralach
wentylacyjnych) jest zależne od temperatury powietrza zewnętrznego, również w przypadku
zastosowania urządzeń do odzyskiwania ciepła. Ekstremalne warunki projektowania
wymienników do celów wentylacji występują, podobnie jak w przypadku układów
ogrzewania, przy najniższej temperaturze powietrza zewnętrznego, tzw. temperaturze
obliczeniowej. W przypadku zastosowania roztworu glikolu (lub innych płynów
niezamarzających) w układach nagrzewnic wentylacyjnych większość Przedsiębiorstw
Ciepłowniczych wymaga zastosowania wymiennika pośredniego. Wówczas częścią węzła
cieplnego jest wymiennik pośredni, przygotowujący wodę, kierowaną dalej do wymiennika
woda-glikol. Ten ostatni nie jest elementem węzła cieplnego, jest fragmentem instalacji ciepła
do nagrzewnic wentylacyjnych. Strumień masy wody sieciowej w obwodzie pierwotnym jest
ustalany
na
podstawie
wymaganej
mocy
cieplnej
i
parametrów
nominalnych
(obliczeniowych) sieci ciepłowniczej:
mnve1 =
Φ ve1
cp ⋅ (tnso − tnro )
(4.4)
gdzie:
mnve1 – strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym wentylacji, kg/s,
ΦDHW – moc cieplna do celów wentylacji (nagrzewnice wstępne), kW,
tnso – nominalna (obliczeniowa) temperatura wody zasilającej w sieci ciepłowniczej, oC,
tnro – nominalna (obliczeniowa) temperatura wody powrotnej w sieci ciepłowniczej, oC,
cp – ciepło właściwe wody sieciowej w przedziale temperatury tnso÷tnro, kJ/(kg K).
Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie wtórnym wentylacji (nagrzewnice wstępne)
określa wzór:
mive1 =
Φ ve1
cp ⋅ (tisv − tirv )
(4.5)
gdzie:
mih – strumień masy nośnika ciepła w obwodzie wtórnym wentylacji, kg/s,
tisv – nominalna (obliczeniowa) temperatura zasilania nośnika ciepła w obwodzie wtórnym,
o
C,
tirv – nominalna (obliczeniowa) temperatura powrotu nośnika ciepła w obwodzie wtórnym,
o
C,
75
cp – ciepło właściwe nośnika ciepła (woda lub inne ciecze) w przedziale temperatury tisv÷tirv,
kJ/(kg K).
Nagrzewnice wtórne w układach klimatyzacji działają jako wymienniki ciepła
podgrzewające powietrze po schłodzeniu w chłodnicy, gdzie następuje wykroplenie wilgoci.
Nagrzewnice
wtórne działają w lecie. Do obliczeń wymienników ciepła zasilających
nagrzewnice wtórne należy przyjąć minimalną temperaturę wody zasilającej w sieci
ciepłowniczej, podobnie jak w układach przygotowania ciepłej wody. Strumień masy nośnika
ciepła w obwodzie pierwotnym oblicza się z wzoru:
mnve 2 =
Φve 2
cp ⋅ (tnsb − tnrb )
(4.6)
gdzie:
mnve2 – strumień masy w obwodzie pierwotnym wymiennika zasilającego nagrzewnice
wtórne, kg/s,
ΦDHW – moc cieplna wymiennika zasilającego nagrzewnice wtórne, kW,
tnsb – minimalna temperatura wody sieciowej, oC,
tnrb – założona temperatura wody powracającej do sieci, najczęściej 20÷35 oC.
cp – ciepło właściwe wody sieciowej w przedziale temperatury tnsb÷tnrb, kJ/(kg K).
Strumień masy nośnika ciepła po stronie wtórnej:
mive 2 =
Φ ve 2
cp ⋅ (tiso − tiro )
(4.7)
gdzie:
mive2 – strumień masy w obwodzie wtórnym wymiennika zasilającego nagrzewnice wtórne,
kg/s,
tiso – nominalna temperatura zasilania obwodu nagrzewnic wtórnych, oC,
tiro – nominalna temperatura powrotu w obwodzie nagrzewnic wtórnych, oC,
cp – ciepło właściwe nośnika ciepła w przedziale temperatury tiso÷tiro, kJ/(kg K).
Nośnikiem ciepła po stronie wtórnej obwodu może być woda lub ciecz niezamarzająca, jeżeli
centrale klimatyzacyjne są zamontowane w otoczeniu powietrza zewnętrznego.
76
4.4. Strumień masy nośnika ciepła w pierwotnym i wtórnym w obwodzie technologii
Zapotrzebowanie na moc cieplną do celów technologicznych może być zależne lub
niezależne od warunków klimatu zewnętrznego. Na podstawie charakterystyki instalacji
technologicznej należy ustalić najmniej korzystne parametry wody sieciowej. W przypadku
basenów kąpielowych zapotrzebowanie na moc cieplną do celów technologii zmienia się w
niewielkim stopniu wraz z temperaturą powietrza zewnętrznego, stąd jako najmniej korzystną
do doboru wymienników wody basenowej należy przyjąć minimalną temperaturę wody
zasilającej w sieci ciepłowniczej. Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym
technologii wyznacza się z wzoru:
mnt =
Φt
(4.8)
cp ⋅ (tns min − tnr )
gdzie:
mnt – strumień masy w obwodzie pierwotnym technologii, kg/s,
Φt – moc cieplna wymiennika do celów technologii, kW,
tnsmin – minimalna temperatura wody sieciowej, oC,
tnr – założona temperatura wody powracającej do sieci, zależna od parametrów instalacji
technologicznej, oC,
cp – ciepło właściwe wody sieciowej w przedziale temperatury tnsmin÷tnr, kJ/(kg K).
Strumień
masy i
parametry nośnika
ciepła po
stronie
wtórnej
układów
technologicznych powinny być określone w projekcie technologii.
4.5. Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie wspólnym (przyłączeniowym)
Obwody pierwotne węzła cieplnego są połączone równolegle. Część instalacji węzła
cieplnego
przed
pierwszym
rozgałęzieniem
nosi
nazwę
obwodu
wspólnego
lub
przyłączeniowego. W tej części węzła (patrz schematy ideowe w rozdziale 2.) jest
umieszczony główny ciepłomierz i zawór regulacji różnicy ciśnienia (+ ograniczenia
przepływu). Uwzględnienie jednoczesności występowania maksimum wszystkich potrzeb
cieplnych w sezonie grzewczym (ogrzewania, wentylacji, przygotowania ciepłej wody i
technologii) prowadzi do wyznaczenia strumienia masy nośnika ciepła w obwodzie
przyłączeniowym jako sumy algebraicznej strumieni masy w każdym obwodzie:
mnw = mnh + mnDHW + mnve1 + mnt
(4.9)
77
gdzie:
mnw – całkowity strumień masy w obwodzie przyłączeniowym węzła cieplnego w sezonie
grzewczym, kg/s,
pozostałe oznaczenia jak w powyższych wzorach.
Strumień masy w obwodzie przyłączeniowym węzła cieplnego w lecie jest sumą strumieni w
obwodach (nie wszystkie muszą występować): przygotowania ciepłej wody, układu
nagrzewnic wtórnych powietrza wentylacyjnego i technologii. Wyraża się wzorem:
mns = mnDHW + mnve 2 + mnt
(4.10)
gdzie:
mns – całkowity strumień masy w obwodzie przyłączeniowym węzła cieplnego w lecie, kg/s,
pozostałe oznaczenia jak w powyższych wzorach.
Zapotrzebowanie na ciepłą wodę ma nieregularny charakter (patrz rys. 3.1. i 3.2.). W
czasie doby będą występowały okresy o mniejszym lub większym zapotrzebowaniu na ciepłą
wodę niż założona wielkość zapotrzebowania do doboru wymiennika ciepła. Maksymalne
potrzeby ciepłej wody mają charakter krótkotrwały. Przy zastosowaniu stabilizatora
temperatury ciepłej wody (zasada działania zostanie wyjaśniona w rozdziale 6.) można
usankcjonować okresowe występowanie niedoboru temperatury ciepłej wody wypływającej z
wymiennika ciepła. Priorytet ciepłej wody polega na okresowym ograniczeniu strumienia
masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym ogrzewania przy maksymalnym, większym niż
średnie dobowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę. Okresowe osłabienie ogrzewania nie
powoduje znaczącego obniżenia temperatury w ogrzewanych pomieszczeniach w budynkach
o współczesnym standardzie ochrony cieplnej. Priorytet ciepłej wody może być zrealizowany
przez stopniowe zamykanie zaworu regulacji temperatury w obwodzie ogrzewania, jeżeli
temperatura ciepłej wody jest niższa niż wymagana. Taka funkcja znajduje się w ustawieniach
obiegu ogrzewania regulatorów pogodowych Danfoss ECL Comfort 210, 310 "Menu Ustawienia - Optymalizacja", pod nazwą "Praca równoległa ID11043".Inną możliwością
wprowadzenia funkcji priorytetu ciepłej wody jest funkcja o nazwie "Priorytet CWU (praca z
zamkniętym zaworem/działanie normalne)" ID11052, ID12052 w ustawieniach obiegu
ogrzewania regulatorów pogodowych Danfoss ECL Comfort 210, 310 "Menu - Nastawy -
78
Aplikacja". Włączenie tej funkcji powoduje całkowite zamknięcie zaworu w obiegu
ogrzewania (wyłączenie ogrzewania), gdy aktywny jest podgrzew/ładowanie c.w..
Zawory regulacyjne w obwodach regulacji temperatury mają charakterystykę
wykładniczą (stałoprocentową) lub łączoną (split) – liniową, o dwu kątach nachylenia. Na rys.
4.1. zilustrowano wypadkową przebieg charakterystyki wymiennika ciepła (obwodu węzła
cieplnego) i zaworu regulacyjnego przy różnych wartościach autorytetu zaworu. W tabeli 4.1.
podano przykładową bezwymiarową charakterystykę zaworu regulacji w układzie: skokstrumień objętości przy stałej różnicy ciśnienia przed i za zaworem w połączeniu z
bezwymiarową charakterystyką płytowego wymiennika ciepła (patrz rozdział 1.) w układzie:
strumień objętości w obwodzie pierwotnym-strumień ciepła.
Rys. 4.1. Charakterystyka przepływowa wymiennika ciepła (przepływ-moc) i zaworu regulacyjnego (stopień
otwarcia-przepływ) (Bennyson)
Tabela 4.1. Bezwymiarowa charakterystyka zaworu regulacyjnego
i wymiennika ciepła [20]
Skok [%]
Strumień objętości [%]
Strumień ciepła [%]
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
95
100
0
12
18
20
24
28
30
34
40
50
70
100
20
32
35
40
47
50
56
63
75
80
94
100
79
W optymalnym modelu regulacji położenie zaworu regulacyjnego powinno być
proporcjonalne do mocy cieplnej wymiennika ciepła. Przy występującym często
przewymiarowaniu zaworów konieczne jest zapewnienie właściwego zakresu regulacji, co
najmniej 1:50. Autorytet zaworu powinien być tym większy, im charakterystyka zaworu jest
bliższa liniowej. Zagadnienia doboru zaworu regulacyjnego do obwodu węzła cieplnego
zostały szczegółowo omówione w rozdziale 7.
Newralgicznym punktem działania funkcji priorytetu ciepłej wody jest punkt załamania
wykresu regulacyjnego. Przy parametrach instalacji wewnętrznej 70/50 oC i parametrach sieci
120/60 oC, temperatura wody w instalacji ogrzewania w tym punkcie wynosi odpowiednio
39/34oC. Przy ograniczeniu strumienia ciepła w wymienniku do 50% wartości wymaganej
(odpowiada to stopniowi otwarcia zaworu 30% przy charakterystyce „split”), temperatura
wody za wymiennikiem wyniesie 37.5 oC (50% przedziału temperatury przy pełnym
przepływie w obwodzie wtórnym). Woda o obniżonej temperaturze dopłynie do grzejnika, w
wyniku czego schłodzi się do temperatury 32 oC, w wymienniku ciepła podgrzeje do 34.5 oC,
po kolejnym cyklu przepływu przez instalację temperatura zasilania osiągnie wartość 33.5 oC,
itd. [33, 67]. Stan taki będzie trwał aż do zakończenia okresu wzmożonego poboru ciepłej
wody. Temperatura w pomieszczeniach ogrzewanych w budynku będzie maleć, dążąc do
granicznej
temperatury
„wyrównania”,
zgodnie
z
aktualnym
bilansem
cieplnym
pomieszczenia. Przy założeniu początkowego obniżenia temperatury zasilania o ok. 2.5 K,
temperatura w pomieszczeniu o stałej czasowej rzędu 30-120 godzin (stała czasowa
współczesnych budynków wielorodzinnych) nawet w czasie kilku godzin nie ulegnie zmianie
w sposób odczuwalny. Poza tym, w pomieszczeniach występują zyski ciepła, nie brane pod
uwagę przy obliczeniu projektowego obciążenia cieplnego pomieszczenia i przy doborze
grzejników, co jeszcze dodatkowo osłabia skutki niedoboru temperatury wody zasilającej
grzejniki w instalacji ogrzewania. Okres maksymalnego zapotrzebowania na ciepłą wodę
pokrywa się często z okresem programowego osłabienia ogrzewania (po godz. 2200), a więc
obniżenia temperatury wody zasilającej grzejniki. Funkcja priorytetu ciepłej wody pozwala
na przyjęcie, jako składowej bilansu do mocy zamówionej, średniej godzinowej mocy do
przygotowania ciepłej wody i ograniczenie sumarycznego strumienia masy nośnika ciepła
w węźle cieplnym.
Łączny strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym przyłączeniowym węzła
cieplnego wyniesie:
mnw = x ⋅ mnh + mnDHW + mnve1 + mnt
80
(4.11)
gdzie:
x – współczynnik redukcji strumienia masy w obwodzie pierwotnym ogrzewania (Tabela
4.1.),
inne oznaczenia jak w powyższych wzorach.
Strumień masy obliczony z wzoru (4.11) nie może być mniejszy niż
mnw = mnh ⋅ (1 + α )
(4.12)
gdzie:
α – stosunek średniej godzinowej mocy cieplnej do przygotowania ciepłej wody do mocy do
ogrzewania, równy:
α=
Φ DHWh
Φ sh
(4.13)
gdzie:
ΦDHWh – średnia godzinowa moc cieplna do przygotowania ciepłej wody, kW,
Φsh – moc cieplna do celów ogrzewania, kW.
Jeżeli wartość otrzymana z wzoru (4.12) jest większa niż otrzymana z wzoru (4.11),
należy skorygować ograniczenie otwarcia zaworu w obwodzie sieciowym ogrzewania do
wartości odczytanej z tabeli 4.1., odpowiadającej bezwymiarowemu strumieniowi objętości
(masy) [20, 65]. Prezentuje to poniższy przykład.
Przykład:
moc cieplna do ogrzewania Φsh = 120 kW,
średnia godzinowa moc cieplna do przygotowania ciepłej wody ΦDHWh =8.46 kW,
strumień masy w obwodzie pierwotnym ogrzewania mnh= 0.570 kg/s
strumień masy w obwodzie pierwotnym ciepłej wody mnDHW= 0.266 kg/s,
założono x = 0.3,
wartość obliczona z wzoru (4.11): mnw= 0.437 kg/s,
wartość obliczona z wzoru (4.12): mnw= 0.610 kg/s,
Zatem:
skorygowany strumień masy mnh= 0.610 – 0.266 =0.344 kg/s,
skorygowany współczynnik redukcji strumienia masy x = 0.60
81
skorygowany maksymalny skok zaworu (Tabela 4.1) = 0.95
Priorytet ciepłej wody może być przyjęty jedynie w odniesieniu do potrzeb ogrzewania.
Potrzeby technologiczne i wentylacyjne, pozbawione elementów pojemnościowych,
wymagają utrzymania żądanej wartości temperatury nośnika ciepła i jej obniżenie nie
może być rozpatrywane.
Strumień masy nośnika ciepła w obwodzie przyłączeniowym węzła jednofunkcyjnego
do ogrzewania jest równy strumieniowi w obwodzie ogrzewania.
W dużych systemach ciepłowniczych przesuniecie transportowe w węzłach mieszania
sieci ciepłowniczej, wynikające z czasu przepływu wody w przewodach, powoduje
spłaszczenie zapotrzebowania na moc cieplną do przygotowania ciepłej wody w źródle ciepła
do wartości średniej godzinowej.
82
5. DOBÓR ŚREDNICY PRZEWODÓW. OBLICZENIE STRAT CIŚNIENIA W
PRZEWODACH
5.1. Charakter przepływu cieczy
W technice występują dwa przypadki przepływu płynu): laminarny (uwarstwiony) i
turbulentny (burzliwy) [7, 8]. Brak w terminologii polskiej symetrii, albowiem częściej używa
się łacińskiej nazwy „laminarny” niż polskiego odpowiednika „uwarstwiony” (warstwowy),
natomiast pojęcie „burzliwy” jest używane częściej niż „turbulentny”. W ruchu laminarnym
cząsteczki cieczy poruszają się w kierunku równoległym do osi przewodu. Rozkład prędkości
ma charakter paraboliczny, w sąsiedztwie ścianki prędkość jest równa 0, w osi przewodu
przyjmuje największą wartość. Ze względu na brak ruchu cieczy przy ściance przewodu nie
ma znaczenia oddziaływanie nierówności ścianki wewnętrznej na ruch cieczy. Rys. 5.1.
przedstawia profil prędkości przy laminarnym ruchu cieczy.
Rys. 5.1. Laminarny przepływ cieczy [57]
Przyczyną straty ciśnienia przy przepływie cieczy w ruchu laminarnym jest wzajemne
tarcie cząsteczek o siebie, czyli naprężenia styczne. Zdolność przekazywania naprężeń
stycznych w płynie nazywa się lepkością, płyn który ma tę właściwość – płynem
niutonowskim. Woda w stanie ciekłym jest płynem niutonowskim. Lepkość cieczy, jako
właściwość fizyczna, jest opisywana dwoma współczynnikami: współczynnikiem lepkości
dynamicznej µ [Pa s] lub współczynnikiem lepkości kinematycznej ν [m2/s].
Rys. 5.2. Turbulentny przepływ cieczy [58]
83
Zależność współczynnika lepkości kinematycznej wody od temperatury, podobnie jak inne
właściwości, jest wyznaczana w oparciu o procedury numeryczne [13].
Rys. 5.2. przedstawia typowy przekrój cieczy w ruchu turbulentnym [58]. Cząsteczki
cieczy nie poruszają się równolegle do osi podłużnej przewodu, przemieszczenie wzdłuż osi
przewodu jest złożeniem ruchu w wielu kierunkach. Kierunki te można rozłożyć na składowe
równoległe i prostopadłe do osi przewodów. Przy ruchu turbulentnym występuje kontakt
cząsteczek płynu ze ścianką przewodu, tym samym oddziaływanie jej chropowatości na
poziom energii kinetycznej cząsteczek. Przyczyną straty ciśnienia przy przepływie burzliwym
jest więc zarówno wzajemne tarcie cząsteczek płynu o siebie, jak i tarcie płynu o
powierzchnię rurociągu. W zagadnieniach mechaniki płynów sformułowano szereg modeli
turbulencji (Kołmogorowa, k-ε) [7, 8]. Strata ciśnienia i energii w ruchu burzliwym jest
większa niż w ruchu laminarnym.
Charakter ruchu cieczy jest opisany przez liczbę Reynoldsa (1.21). Przy przepływie
cieczy wewnątrz przewodu o przekroju kołowym wymiarem charakterystycznym jest średnica
wewnętrzna przewodu. Liczba Reynoldsa jest równa:
Re =
v⋅d
ν
(5.1)
gdzie:
v – prędkość przepływu cieczy, m/s,
d – średnica wewnętrzna przewodu, m, patrz podrozdział 5.2,
ν – współczynnik lepkości kinematycznej cieczy, m2/s.
Graniczną wartością liczby Reynoldsa, oddzielającą ruch laminarny i burzliwy w
przewodach ciśnieniowych jest 2300. Poniżej tej wartości ruch cieczy jest laminarny, powyżej
– przejściowy (do wartości 10000) i dalej – turbulentny. Obszar przepływu przy liczbie
Reynoldsa w przedziale 2300÷4000 charakteryzuje się dużą niestabilnością. Większości
badaczy (Nikuradse, Reynolds, Colebrook) [7, 8] nie udało się zbadać eksperymentalnie tego
obszaru. Teoretycznie istnieje możliwość utrzymania ruchu laminarnego powyżej liczby
Reynoldsa równej 2300, ale w technice jest to mało prawdopodobne. Wartość graniczna
liczby Reynoldsa przy przepływie cieczy w wymiennikach ciepła może być mniejsza.
Uzyskuje się to przez zastosowanie elementów zaburzających przepływ cieczy.
84
5.2. Kryteria doboru średnicy przewodu
Wymiary średnicy wewnętrznej przewodów rurowych (okrągłych) regulują następujące
normy:
•
PN-EN 10216 -2 Rury stalowe bez szwu do zastosowań ciśnieniowych. Warunki
techniczne dostawy [51],
•
PN-EN 10216 – 7 Rury stalowe bez szwu ze stali nierdzewnej. Warunki techniczne
dostawy [52],
•
PN-EN 1057 Miedź i stopy miedzi – Rury miedziane okrągłe bez szwu do wody i
gazu stosowane w instalacjach sanitarnych i ogrzewania [53].
Normy te określają również wymagania materiałowe. W istniejących systemach
ciepłowniczych – sieciach i węzłach cieplnych mogą być stosowane rury o średnicach
zgodnych z poprzednio obowiązującymi normami. Średnice wewnętrzne niektórych rur mogą
się istotnie różnić od wymiarów zgodnych z EN. W węzłach ciepłowniczych rury z tworzyw
sztucznych (PE, PEX, PB, PP) nie mają zastosowania. W obwodach pierwotnych
(sieciowych) oraz w obwodach wtórnych ogrzewania i wentylacji stosuje się rury stalowe
czarne (ze stali węglowej). W tabeli 5.1. podano charakterystyczne wymiary (średnicę
zewnętrzną, średnicę wewnętrzną oraz grubość ścianki) rur stalowych czarnych, zgodnych z
EN 10216 -1[51]. W typowych zastosowaniach przyjmuje się grubość ścianki rury, jak
podano w tablicy. Przy niebezpieczeństwie korozji można przyjąć rury o większej grubości
ścianki.
Tabela 5.1. Typowe wymiary rur stalowych czarnych
(ze stali węglowej) [51]
DN
de
di
t
15
21.5
16.9
2.3
20
26.9
21.7
2.6
25
33.7
28.5
2.6
32
42.4
37.2
2.6
40
48.3
43.1
2.6
50
60.3
54.5
2.9
65
76.1
70.3
2.9
80
88.9
82.5
3.2
100
114.3
107.1
3.6
125
139.7
132.5
3.6
150
168.3
160.3
4.0
200
219.1
210.1
4.5
250
273.0
263.0
5.0
DN – średnica nominalna, mm, de- średnica zewnętrzna, mm,
di- średnica wewnętrzna, mm, t- grubość ścianki
85
W obwodach wtórnych przygotowania ciepłej wody mogą być stosowane rury
miedziane lub ze stali nierdzewnej. Tabel 5.2. podaje ich charakterystyczne wymiary.
Tabela 5.2. Typowe wymiary rur ze stali nierdzewnej
i miedzianych [52, 53]
de
15
22
28
35
42
54
76
89
100
133
159
219
267
di
13.0
20.0
25.6
32.0
39.0
50.0
72.0
85.0
95.0
127.0
153.0
213.0
261.0
t
1.0
1.0
1.2
1.5
1.5
2.0
2.0
2.0
2.5
3.0
3.0
3.0
3.0
Średnica nominalna jest używana wyłącznie w odniesieniu do przewodów ze stali
węglowej, a także przy oznaczeniu elementów armatury oraz połączeń gwintowanych i
kołnierzowych. Dziś, w odniesieniu do przewodów, ma znaczenie historyczne (kiedyś była to
średnica wewnętrzna przewodu).
Podstawowe równanie przy przepływie cieczy nosi nazwę równania ciągłości i wyraża
równość strumienia masy na początku i końcu odcinka przewodu. Odcinek o stałej średnicy i
stałym strumieniu masy w złożonych układach hydraulicznych nosi nazwę odcinka
obliczeniowego. Węzeł cieplny będzie się składał z szeregu odcinków obliczeniowych
połączonych równolegle bądź szeregowo (obwody ogrzewania, wentylacji, ciepłej wody,
przyłączeniowy).
m = ρ ⋅ v ⋅ A = ρ ⋅ V = idem
(5.2)
gdzie:
m – strumień masy cieczy, kg/s,
V – strumień objętości cieczy, m3/s,
ρ – gęstość cieczy, kg/m3, w odpowiednim przedziale temperatury (określona numerycznie),
A – przekrój poprzeczny przewodu, w przypadku rur okrągłych o średnicy wewnętrznej d
równy
86
A=
πd 2
4
(5.3)
W przypadku stałej gęstości (można przyjąć takie założenie przy przepływie cieczy),
strumień objętości jest również stały w danym odcinku przewodu.
Kryterium wstępnym doboru średnicy przewodu jest w węzłach cieplnych najczęściej
prędkość przepływu cieczy. W szeregu krajów przyjmuje się prędkość graniczną 1 m/s przy
przepływie w rurach ze stali węglowej i stali nierdzewnej i 0.5 m/s (wyjątkowo 0.7 m/s) w
rurach miedzianych (ze względu na możliwość erozji ścianki). Przy granicznej prędkości
przepływu można określić maksymalny strumień objętości wody w przewodzie o danej
średnicy. Przedstawia to Tabela 5.3. Podobnie można określić graniczny strumień objętości w
przewodach ze stali nierdzewnej (wmax=1 m/s) i miedzi (wmax=0.5 m/s).
Tabela 5.3. Maksymalny strumień objętości wody w
przewodach o danej średnicy (ze stali węglowej)
DN
[mm]
20
25
32
40
50
65
80
100
125
150
200
250
di
[mm]
21.7
28.5
37.2
43.1
54.5
70.3
82.5
107.1
132.5
160.3
210.1
263.0
Vmax[m3/h]
v [m/s]
1.331
1.00
2.297
1.00
3.913
1.00
5.252
1.00
8.398
1.00
13.973
1.00
19.244
1.00
32.432
1.00
49.639
1.00
72.654
1.00
124.809
1.00
195.571
1.00
Kryterium ostatecznym przy wymiarowaniu układów hydraulicznych jest dopuszczalna
strata ciśnienia w przewodach. Jeżeli to kryterium nie jest spełnione, należy zwiększyć
średnice przewodów. Zagadnienia obliczania straty ciśnienia w węźle cieplnym omówiono w
kolejnych rozdziałach.
5.3. Liniowa strata ciśnienia
Strata ciśnienia przy przepływie cieczy w przewodzie prostym (bez zakłóceń i armatury)
nosi nazwę liniowej straty ciśnienia. Strata ciśnienia w miejscach o zakłóconym przepływie
oraz w elementach armatury nosi nazwę straty miejscowej. Liniową stratę ciśnienia wyraża
równanie Darcy-Weisbacha [20. 25]
87
∆ pl =
Λ ρv 2
⋅
⋅l
di 2
(5.4)
gdzie:
∆pl – liniowa strata ciśnienia, Pa,
ρ – gęstość cieczy, kg/m3, w odpowiednim przedziale temperatury,
di – średnica wewnętrzna przewodu, m,
l – długość przewodu, m,
Λ – współczynnik oporów liniowych (współczynnik tarcia) zależny od charakteru ruchu
cieczy (ruch laminarny lub burzliwy) wyznaczany z następujących wzorów:
•
w ruchu laminarnym (Hagen-Poisseuille)
Λ=
64
Re
(5.5)
gdzie:
Re – liczba Reynoldsa.
•
w ruchu burzliwym (Colebrook-White – formuła rekurencyjna [20, 25])

k 


 2.51

Λn =  − 2 log
+ di  

 Re Λn − 1 3.71  






−2
(5.6)
gdzie:
k – chropowatość bezwzględna ścianki wewnętrznej przewodu, m,
di – średnica wewnętrzna przewodu , m.
wartość ułamka
k
– jest nazywana chropowatością względną i oznaczana przez ε.
di
Indeks “n”, “n-1” – oznacza numer kolejny iteracji. Formuła rekurencyjna charakteryzuje się
dużą zbieżnością. Trzecie, czwarte przybliżenie może być przyjęte jako wartość końcowa.
Formuła jest ponadto stabilna, przyjęcie wartości początkowej znacznie różniącej się od
wyniku iteracji zwiększa zbieżność. Zbieżność procedury przedstawia tabela 5.4.
Tabela 5.4. Zbieżność procedury iteracyjnej współczynnika oporów liniowych (przykład) [25]
Λ0
Λ1
Λ2
Λ3
Λ4
Λ5
0.0007494 0.0368856 0.0318051 0.0318787 0.0318775 0.0318775
Λo – dowolna wartość (wejściowa).
88
Procedura jest bardzo prosta, nawet w arkuszu kalkulacyjnym. Dlatego nie ma obecnie
uzasadnienia do korzystania z nomogramów i wzorów przybliżających wzór ColebrookaWhite’a (nieuwikłanych).
W przypadku rur gładkich (np. ze stali nierdzewnej w początkowym okresie
eksploatacji) współczynnik oporów liniowych zależy wyłącznie od liczby Reynoldsa i jest
równy (w formie rekurencyjnej):

 2.51  
Λn =  − 2 log
 
 Re Λn − 1  

−2
(5.7)
w formie łańcuchowej:







Λ = − 2 log



 Re




2.51

 2.51  
 − 2 log
 

Re
...



−2








−2
(5.8)
Formuła jest szybko zbieżna Przy przepływie cieczy z dużą prędkością maleje znaczenie
chropowatości ścianki przewodu – strefa ruchu jest nazywana „kwadratową” ze względu na
zależność straty ciśnienia w prostej proporcji od drugiej potęgi prędkości przepływu.
Chropowatość ścianki przewodów jest szeroko podana w literaturze [7, 8]. Można
zaproponować następujące wartości chropowatości ścianki przewodów z różnych materiałów:
(Tabela 5.5).
Tabela 5.5. Proponowane wartości chropowatości
bezwzględniej ścianki przewodu [20, 25]
materiał
stal węglowa, nowe przewody
stal węglowa, stare przewody
stal nierdzewna
miedź
k [mm]
0.15÷0.20
0.50÷0.70
0.05÷0.10
0.05÷0.10
Liniowa strata ciśnienia w ruchu laminarnym jest wprost proporcjonalna do prędkości
przepływu w pierwszej potędze i odwrotnie proporcjonalna do średnicy przewodu w drugiej
potędze.
∆pl = 32
ρ⋅ν⋅v
⋅l
d i2
(5.9)
89
Oznaczenia jak w powyższych wzorach.
Jeżeli prędkość przepływu wyrazimy w funkcji strumienia masy (wzór 5.2),otrzymamy
zależność, z której wynika, że przy danym strumieniu masy cieczy w ruchu laminarnym
liniowa strata ciśnienia nie zależy od gęstości cieczy:
∆pl = 96
ν⋅m
⋅l
πd i4
(5.10)
Jeżeli przekształcimy wzór (5.4) w ruchu burzliwym otrzymamy zależność
∆pl =
8Λm 2
⋅l
π 2 ρ ⋅ d 5i
(5.11)
Z wzorów (5.10) i (5.11) wynika duża wrażliwość liniowej straty ciśnienia na wartość
średnicy wewnętrznej rurociągu. Większość zagadnień projektowania sprowadza się do
wyznaczenia średnicy przewodu przy danym strumieniu masy. Można zauważyć, że w ruchu
laminarnym liniowa strata ciśnienia jest odwrotnie proporcjonalna do czwartej potęgi
średnicy wewnętrznej, w ruch burzliwym – do potęgi piątej (przy zaniedbaniu wpływu
współczynnika oporów liniowych).
Przy
projektowaniu
systemów
ciepłowniczych
użytecznym
parametrem
jest
jednostkowy spadek ciśnienia (jednostkowa liniowa strata ciśnienia) w rurociągu (oznaczenia
jak w powyższych wzorach):
R=
∆p l
l
(5.12)
Ma on jednak większe znaczenie przy projektowaniu sieci ciepłowniczych, w węzłach
cieplnych – mniejsze.
5.4. Miejscowa strata ciśnienia
Miejscowa strata ciśnienia występuje w miejscach o zakłóconym przepływie:
załamaniach trasy, trójnikach, zwężeniach i rozszerzeniach przekroju, elementach armatury i
wyposażenia. Strata ciśnienia w elementach zakłócających jest wynikiem powstania wtórnych
90
przepływów w otoczeniu elementów zaburzających. Miejscowa strata ciśnienia w odcinku
obliczeniowym przewodu jest obliczana z wzoru: [7]
∆ploc = ΣK ⋅
ρv 2
2
(5.13)
gdzie:
∆ploc – miejscowa strata ciśnienia, Pa,
ρ – gęstość cieczy, kg/m3, w odpowiednim przedziale temperatury,
ΣK – suma współczynników oporów miejscowych w odcinku obliczeniowym.
Wartości współczynników oporów miejscowych podane w literaturze są różne. Niektóre
z nich są zależne od średnicy rurociągów. Autor w odniesieniu do węzłów cieplnych
proponuje przyjęcie wartości zamieszczonych w tabeli 5.6.
Tabela 5.6. Proponowane wartości współczynnika oporów
miejscowych w węzłach cieplnych w zakresie średnicy
dn 25÷250 mm[20]
Element
Zawór kulowy
K
1.3
Łuk o małym promieniu, kolano 90
o
Łuk R/DN>4 90
Trójnik przelot, zasilanie
Trójnik odgałęzienie, zasilanie
Trójnik przelot, zasilanie
Trójnik odgałęzienie, powrót
Nagłe rozszerzenie przekroju
Nagłe zwężenie przekroju
o
0.5
0.0
0.5
1.0
0.5
1.5
0.5
0.5
W przypadku innych elementów, takich jak filtry, przepływomierze i zawory
regulacyjne, stratę miejscową ciśnienia określa się na podstawie wartości współczynnika
przepływu Kv. Symbol Kvs lub Kv100 oznacza współczynnik przepływu przy pełnym otwarciu
(zaworu lub innego elementu regulacyjnego). Urządzenia regulacyjne mogą mieć różne
wartości współczynnika przepływu przy różnych nastawach (np. grzejnikowe zawory
termostatyczne, zawory regulacji przepływu). Strata ciśnienia w urządzeniu o znanym
współczynniku przepływu jest równa [20, 25]
91
ρ  Kv 
∆ploc =
 
1000  V 
2
(5.14)
gdzie:
∆ploc – miejscowa strata ciśnienia, bar,
ρ – gęstość cieczy, kg/m3,
Kv (Kvs) – współczynnik przepływu, m3/h,
V – strumień objętości cieczy, m3/h.
W literaturze przedmiotu [6, 70] występują wzory niezawierające czynnika ρ/1000,
przyjmujące domyślnie gęstość cieczy równą 1000 kg/m3. Przy temperaturze wody 120 oC
popełniony błąd wynosi w przybliżeniu 11%. Zdaniem autora jest to błąd zbyt duży. Wartości
współczynnika przepływu są podane w katalogach producentów urządzeń.
Przy projektowaniu węzłów kompaktowych (o zwartej budowie) do obliczeń
hydraulicznych można przyjąć „typowe” długości przewodów w poszczególnych obwodach.
Przy węzłach projektowanych indywidualnie, zwłaszcza przy dużej rozległości instalacji,
należy określić rzeczywistą długość przewodów.
5.5. Materiał przewodów, jakość wody
Zgodnie z zaleceniami Euroheat&Power [6] w obwodach węzła cieplnego są zalecane
do stosowania następujące materiały i rodzaj połączeń:
Tabela 5.7. Materiały przewodów węzłów cieplnych i rodzaj połączeń – zalecenia EH&P [6]
obwód pierwotny
średnica
materiał
DN20 i
mniejsze
92
Do DN50
wszystkie
obwód wtórny ogrzewania
Do DN50
brąz, żeliwo,
brąz, żeliwo,
stal węglowa,
stal węglowa,
brąz, stal
brąz, stal
stal węglowa,
stal
stal
nierdzewna
nierdzewna
stal
nierdzewna
nierdzewna
spawane,
połączenia
wszystkie
obwód wtórny ciepłej wody
kołnierzowe,
gwintowane
brąz, żeliwo,
nierdzewna
DN65 i
większe
żeliwo, stal
węglowa, stal
nierdzewna
spawane,
spawane,
spawane,
spawane,
spawane,
kołnierzowe
kołnierzowe,
kołnierzowe
kołnierzowe,
kołnierzowe
gwintowane
gwintowane
W Polsce i w krajach Unii Europejskiej są najczęściej stosowane rozwiązania:
o Stal węglowa w obwodach pierwotnych (połączenia spawane lub kołnierzowe),
o Stal węglowa w obwodach wtórnych ogrzewania i wentylacji (połączenia gwintowane
lub kołnierzowe),
o Stal nierdzewna lub miedź (rzadziej brąz) w obwodach wtórnych ciepłej wody
(połączenia spawane, lutowane lub gwintowane).
Materiał przewodów powinien spełniać wymagania norm:
•
PN-EN 10216 -2 Rury stalowe bez szwu do zastosowań ciśnieniowych. Warunki
techniczne dostawy [51],
•
PN-EN 10216 - 7Rury stalowe bez szwu ze stali nierdzewnej. Warunki techniczne
dostawy [52],
•
PN-EN 1057 Miedź i stopy miedzi – Rury miedziane okrągłe bez szwu do wody i
gazu stosowane w instalacjach sanitarnych i ogrzewania [53].
W zasadzie nie ma przeciwwskazań do stosowania rur ze szwem w obwodach węzłów
cieplnych. Rury ze szwem mają dopuszczalne ciśnienie 25 bar, a więc wystarczające
praktycznie we wszystkich systemach ciepłowniczych w Polsce. Rury bez szwu są droższe
niż rury ze szwem. W poprzednich latach w obwodzie wtórnym przygotowania ciepłej wody
stosowano rury stalowe ocynkowane. Obecnie tego rodzaju rozwiązania są stosowane
wyjątkowo, np. przy modernizacji istniejących węzłów. Stal ocynkowana stosowana była
powszechnie również do budowy wewnętrznych instalacji ciepłej wody, występujących
jeszcze w wielu budynkach w Polsce. Ten materiał instalacji wyklucza zastosowanie
przewodów miedzianych w węźle cieplnym. Obecnie większość instalacji ciepłej wody w
nowych budynkach jest wykonywana z tworzywa sztucznego (PE, PEX, PP). Tworzywa
sztucznego nie stosuje się jednak w obrębie obwodów węzła cieplnego.
Zawory odcinające w obwodach pierwotnych mogą mieć połączenia kołnierzowe lub
spawane (nierozłączne). Ze względu na dużą trwałość i niezawodność współczesnych
zaworów kulowych, preferowane jest połączenie spawane, jako tańsze od kołnierzowego.
Filtry, przepływomierze, zawory regulacyjne i inne urządzenia mogą mieć połączenia
kołnierzowe lub gwintowane. Większość Przedsiębiorstw Ciepłowniczych preferuje
połączenia kołnierzowe po stronie pierwotnej. W obwodach wtórnych nie ma przeszkód do
stosowania połączeń gwintowanych o odpowiedniej wytrzymałości i typie uszczelnienia
93
dostosowanym do warunków pracy (temperatury i ciśnienia), zwłaszcza przy elementach
armatury wykonanych z brązu.
W większości systemów ciepłowniczych w Polsce woda sieciowa ma odpowiednią
jakość pod względem fizycznym i chemicznym. Przeważnie jest to woda krążąca w obiegach
ciepłowni, a więc spełniająca także wymagania jak dla wody kotłowej. W obiegach
elektrociepłowni woda sieciowa jest podgrzewania w wymiennikach ciepłowniczych –
stanowi odrębny obwód. Napełnianie obwodów wtórnych ogrzewania i wentylacji odbywa się
w większości węzłów cieplnych z sieci ciepłowniczej, zatem jakość wody w tych obwodach
będzie identyczna jak w obwodach pierwotnych. Powszechnie przyjęty system zamkniętego
systemu zabezpieczenia instalacji zapobiega zmianie wskaźników fizycznych i chemicznych
jakości wody w instalacji wewnętrznej ogrzewania i ogrzewania powietrza do celów
wentylacji. Wymagania jakościowe, jakie powinna spełniać woda sieciowa według EH&P
zawarto w tabeli 5.8. [6].
Tabela 5.8. Wymagania jakościowe, jakie powinna spełniać woda sieciowa - tabela oryginalna [6]
Woda ciepła do celów użytkowych jest uzdatniana jako woda zimna w zakładach
dostarczających wodę do miast. Wskaźniki fizyczne i chemiczne wody wodociągowej mogą
być wyższe niż dopuszczalne w odniesieniu do wody w sieci ciepłowniczej. Woda
wodociągowa może nieść zagrożenie korozyjne, głównie ze względu na zawartość tlenu i
dwutlenku węgla. Materiałem preferowanym do obwodów ciepłej wody jest zatem stal
nierdzewna. Przy zastosowaniu miedzi do wykonania obwodu wtórnego i
wewnętrznej ciepłej wody sprawdzić zawartość chlorków i odczyn pH.
94
instalacji
6. DOBÓR ELEMENTÓW WĘZŁA CIEPLNEGO
Ten rozdział podaje zasady doboru elementów węzła cieplnego. Elementy
automatycznej regulacji będą przedmiotem następnego rozdziału. Procedury doboru
elementów węzła cieplnego są w wielu krajach zbliżone. Różne zasady doboru elementów
mogą wystąpić w przypadku systemów zabezpieczenia przed wzrostem ciśnienia, gdyż zależą
one od krajowych przepisów (np. przepisów Dozoru Technicznego w Polsce) [54].
6.1. Dobór wymiennika ciepła
Wymiennik ciepła dobiera się stosownie do parametrów (temperatury zasilania i
powrotu) w obwodzie pierwotnym i wtórnym węzła cieplnego. Parametry sieci w sezonie
grzewczym i w okresie lata podaje w warunkach przyłączenia do sieci, umowie
przyłączeniowej i umowie o dostawę ciepła Przedsiębiorstwo Ciepłownicze. Parametry
obwodów instalacyjnych ustala projektant instalacji wewnętrznej. Przy wyprzedzającym
projektowaniu węzła cieplnego (przed projektem instalacji), co ma często miejsce w
Polsce, należy parametry instalacyjne ustalić z zamawiającym lub ze współpracującą
firmą projektową. Szczególne ważne jest ustalenie parametrów instalacyjnych w
obwodach wentylacji (mogą być zastosowane wymienniki pośrednie). Parametry ciepłej
wody w Polsce są typowe, wynikają z obowiązujących przepisach prawa. Temperatura
wody zimnej dopływającej do wymiennika ciepła przyjmowana jest najczęściej jako
10 oC. Ważnym parametrem przy doborze wymiennika ciepła jest strata ciśnienia w
obwodzie sieciowym i instalacyjnym. Zalecane wartości zostaną podane przy omówieniu
zasad doboru wymiennika ciepła do różnych celów. Programy doboru wymienników [64,
70] sugerują odpowiednie wartości maksymalnej straty ciśnienia. Przy doborze
wymiennika ciepłej wody należy jako miarodajną przyjąć stratę ciśnienia w obwodzie
wtórnym przy największym strumieniu (strumieniu obliczeniowym) ciepłej wody. Będzie
to szczegółowo wyjaśnione.
6.1.1. Dobór wymiennika ciepła w obwodzie ogrzewania, wentylacji i technologii
W rozdziale 1. omówiono różne modele obliczeniowe wymienników ciepła. W
przypadku projektu nowego węzła cieplnego (doboru wymiennika w warunkach
projektowych) w sekcji ogrzewania, wentylacji i technologii procedura sprowadza się do
modelu 1. pokazanego na rys. 1.13. ilustruje to rys. 6.1. Wielkości wejściowe to: moc cieplna
95
wymiennika ciepła Φ, nominalna (obliczeniowa) temperatura zasilania i powrotu wody w
obwodzie pierwotnym (t11 i t12), nominalna (obliczeniowa) temperatura zasilania i powrotu
wody w obwodzie wtórnym (t21 i t22). Strumień masy (m1i m2) w każdym z obwodów jest
wielkością wynikową. Należy założyć maksymalną stratę ciśnienia po stronie pierwotnej i
wtórnej (∆p1i∆p2). Wynik doboru to: typ wymiennika i liczba płyt (powierzchnia wymiany
ciepła).
t11
t22
m1
Φsh(v)
t12
A
m2
Znane
Φsh(v) , t11, t12, t21, t22
Założone
∆p1, ∆p2
Obliczone
A, m1, m2
t21
Rys. 6.1. Parametry doboru wymiennika ciepła w obwodzie ogrzewania, wentylacji i technologii,
A – powierzchnia wymiennika, inne oznaczenia w tekście
Zalecana maksymalna strata ciśnienia to 20 kPa [6]. Przyjęcie większej wartości straty
ciśnienia w obwodzie wtórnym ogrzewania i zasilania nagrzewnic wentylacyjnych może
spowodować trudności w doborze pompy obiegowej o typowych parametrach (pompy in-line
z mokrym wirnikiem). Współczesne instalacje ogrzewania i ogrzewania powietrza
wentylacyjnego są wyposażone w urządzenia regulacji różnicy ciśnienia lub przepływu. Są to
elementy o dość znacznej stracie ciśnienia. Strata ciśnienia w instalacji ogrzewania to obecnie
30±80 kPa, w zależności od rozległości i wyposażenia instalacji, w instalacji wentylacyjnej:
40±120 kPa.
Na rys. 6.2. pokazano widok fragmentu ekranu programu Hexact [64]. Po lewej stronie
pokazano dane wejściowe, po prawej wynik doboru wybranego wymiennika ciepła. Przy
doborze wymiennika ciepła należy oznaczyć opcję „Dobór”. Na rys. 6.3. pokazano szkic
wymiarowy wymiennika ciepła. Wyniki doboru można zachować w formacie Excel,
dogodnym do wykorzystania jako źródło danych do programu obliczeń węzła cieplnego [65].
96
Rys. 6.2. Dobór wymiennika ciepła w sekcji ogrzewania [64]
97
Program umożliwia określenie minimalnego nadmiaru (w programie „zapasu”) powierzchni
wymiennika. Dobrane wymienniki (lista) mogą mieć różne wartości nadmiaru powierzchni
wymiany ciepła. Należy zwrócić na to uwagę, gdyż wymiennik dobrany z dużym nadmiarem
powierzchni będzie droższy, a jakość regulacji temperatury – niższa niż przy „dokładnym”
doborze wymiennika. Przy zachowaniu czystości powierzchni nie ma powodu do
przyjmowania nadmiernego marginesu pola powierzchni wymiany ciepła.
Wymiary zewnętrzne:
A (mm):
466
C (mm):
380
E (mm):
64
B (mm):
D (mm):
F (mm):
256
170
50
Rys. 6.2. Szkic wymiarowy dobranego wymiennika ciepła XB51 [64]
6.1.2. Dobór wymiennika ciepła w obwodzie przygotowania ciepłej wody
Jak opisano w rozdziale 3., wymiennik ciepła do przygotowania ciepłej wody jest
dobierany przy mniejszej wielkości zapotrzebowania niż wielkość szczytowa „q”, określona
zgodnie z normą PN-EN 806 [41]. Dobór wymiennika ciepła składa się z dwóch etapów doboru w umownych warunkach i sprawdzenia w warunkach maksymalnego strumienia
objętości ciepłej wody. Drugi krok jest niezbędny do wyznaczenia rzeczywistej straty
ciśnienia przy maksymalnym przepływie ciepłej wody. Wartość ta nie powinna przekroczyć
35 kPa. Symulacja w warunkach szczytowych może także dać informację o rzeczywistej
temperaturze ciepłej wody za wymiennikiem ciepła. Parametry doboru wymiennika to moc
cieplna do przygotowania ciepłej wody i wartości temperatury wody sieciowej, najczęściej
przyjmowane jako 70/30 oC lub 70/35 oC. Jest dobierany typ wymiennika ciepła, liczba płyt
oraz są wyznaczane wartości strumienia masy w obwodzie pierwotnym i wtórnym. W
zależności od rozbieżności mocy cieplnej miarodajnej do doboru wymiennika ciepła i mocy
98
pokrywającej szczytowe zapotrzebowanie należy przyjąć ograniczenie straty ciśnienia w
warunkach doboru wymiennika.
t11
m1
t22
A
ΦDHW
t12
m2
Znane
ΦDHW, t11, t12, t21, t22
Założone
∆p1, ∆p2
Obliczone
A, m1, m2
t21
Rys. 6.4. Parametry doboru wymiennika ciepłej wody- krok 1.
t11
m1
ΦDHW
t12
t22
A
m2
Znane
t11, t21, m1, m2=q, A,
Obliczone
t12, t22, ΦDHW
Sprawdzone
∆p2
t21
Rys. 6.5. Parametry sprawdzenia wymiennika ciepłej wody w warunkach ekstremalnych - krok 2.
Aby zapewnić akceptowalną wartość straty ciśnienia przy przepływie chwilowym,
wartość ograniczająca przy przepływie ciepłej wody przyjętym do doboru wymiennika (patrz
rozdział 2.) ∆p2 nie powinna przekraczać 7÷8 kPa. Parametry doboru wymiennika i
sprawdzenia działania w warunkach szczytowych podano na rys. 6.4. i 6.5. Najkorzystniejszą
charakterystykę do układów ciepłej wody ma wymiennik typu 37L. Rys. 6.6. przedstawia
dane i wyniki doboru wymiennika ciepła w układach przygotowania ciepłej wody.
99
Rys. 6.6. Dobór wymiennika ciepła w układzie przygotowania ciepłej wody [64]
Rys. 6.7. prezentuje krok 2. – sprawdzenie działania wymiennika ciepłej wody w
ekstremalnych warunkach zapotrzebowania na ciepłą wodę. Należy przyjąć opcję
„Symulacja” oraz „Oblicz temperatury powrotu obu stron”. Program Hexact (wersja 2.1.2)
100
przepisuje typ wymiennika i liczbę płyt do symulacji, ale nie przepisuje typu kanałów. Należy
skorygować to „ręcznie”. Program nie przepisuje również warunków początkowych, np.
strumienia masy nośnika ciepła (zamazuje) i ciepłej wody. Przepisywane są wartości
temperatury początkowej czynników w obwodach. Strumień wody sieciowej należy wpisać
„ręcznie”, podobnie strumień masy wody instalacyjnej (odpowiadający chwilowemu
strumieniowi objętości ciepłej wody „q”). Pewną niedogodnością są jednostki strumienia
masy, [kg/h], podczas gdy w większości programów strumień masy wyraża się w [kg/s]. Na
rysunku 6.7. podkreślono istotne wartości parametrów. Do przygotowania ciepłej wody są
przede wszystkim zalecane wymienniki:
a. Lutowane XB37, szczególnie 37L, ze względu na bardzo małą stratę ciśnienia,
b. Skręcane XGM032, wykonane w nowej technologii MicroPlate™, również
generujące małą stratę ciśnienia przy przepływie ciepłej wody.
Rys. 6.7. Sprawdzenie wymiennika ciepła w układzie przygotowania ciepłej wody [64]
101
Rys. 6.7. cz. 2. Sprawdzenie wymiennika ciepła w układzie przygotowania ciepłej wody [64]
Strata ciśnienia przy przepływie ciepłej wody w warunkach szczytowego zapotrzebowania
wynosi 33.1 kPa – jest to wartość akceptowalna.
6.2. Obliczenie strat ciśnienia i dobór pomp w węźle zmieszania pompowego
6.2.1. Podstawowe zasady doboru pomp w układach ciepłowniczych
Parametry pomp obiegowych są ustalane w zależności od parametrów przepływowych
obwodów: strumienia objętości cieczy i straty ciśnienia w przewodach i armaturze. W skład
obwodów pierwotnych wchodzą zawory regulacyjne, stanowiące element generujący stratę
ciśnienia. Zasady ich doboru zostały podane w rozdziale 7. Schematy ideowe węzłów
pokazano w rozdziale 2. Wskazane jest, aby Czytelnik czytając ten i następne rozdziały
śledził usytuowanie omawianych elementów na schematach ideowych węzłów cieplnych.
Pompę dobiera się na podstawie dwóch parametrów przepływowych. Są to:
Vp – wydajność pompy, m3/h – strumień objętości cieczy w obwodzie,
Hp – wysokość podnoszenia (wysokość słupa wody odpowiadająca różnicy ciśnienia
wytwarzanego przez pompę), m.
Strumień objętości jest obliczany z wzoru:
Vp =
Wysokość podnoszenia jest równa:
102
m
ρ
(6.1)
Hp =
∆ptot
ρg
(6.2)
gdzie:
∆ptot – całkowita różnica ciśnienia wytwarzanego przez pompę (różnica ciśnienia w króćcu
tłocznym i ssawnym pompy), Pa,
ρ – gęstość cieczy, kg/m3,
g – przyspieszenie ziemskie, równe 9.80665 m/s2.
Pompa o stałej charakterystyce (prędkości obrotowej) osiąga parametry odpowiadające
tzw. punktowi pracy – punktowi przecięcia charakterystyki pompy (V-∆p) z charakterystyką
hydrauliczną instalacji (również w układzie V-∆p) – patrz rys. 6.8. Punkt ten się nie zmienia,
jeżeli charakterystyka instalacji nie ulega zmianie, np. wskutek zmiany stopnia otwarcia
urządzeń regulacyjnych. W obecnych rozwiązaniach węzłów cieplnych stosuje się pompy z
bezstopniową regulacją prędkości obrotowej – za pomocą przemiennika częstotliwości
(falownika). Pompa wyposażona w falownik może być regulowana automatycznie (np. przy
stałej lub proporcjonalnej do strumienia objętości różnicy ciśnienia) lub ręcznie dostosowana
do charakterystyki instalacji. Większość pomp jest obecnie zasilanych prądem przemiennym
jednofazowym o napięciu 230 V. Jedynie duże pompy mogą być zasilane prądem
trójfazowym (napięcie 3x400 V lub wyższe). Rys. 6.8. ilustruje typową charakterystykę pomp
stosowanych w węzłach cieplnych. Nie jest zalecane przyjmowanie współczynnika
zwiększającego do wydajności i wysokości podnoszenia pompy. Pompa będzie prawidłowo
współpracować z instalacją ogrzewania, nawet jeśli wydajność pompy będzie nieco mniejsza
niż strumień objętości cieczy. Z karty doboru pompy należy odczytać moc elektryczną (pobór
mocy lub moc nominalną silnika). Dane te powinny być przekazane projektantowi instalacji
elektrycznych.
103
Rys. 6.8. Charakterystyka pompy w układzie V-H [71]
W węzłach cieplnych w większości budynków (mieszkalne i większość budynków
użyteczności publicznej) nie stosuje się pomp rezerwowych. Wymiana pompy może być
dokonana w krótkim czasie. Przedsiębiorstwo Ciepłownicze może dysponować rezerwą
magazynową szeregu pomp o różnych parametrach. Pompy rezerwowe (100%+100% przy
dwóch pompach, 50%+50%+50% przy trzech pompach) powinny być instalowane w
obiektach o wysokiej niezawodności funkcjonowania, np. w szpitalach, żłobkach, centrach
obliczeniowych i przetwarzania danych, budynkach o znaczeniu państwowym, szczególnie
cennych budynkach zabytkowych. Zastosowanie pomp bliźniaczych jest rozwiązaniem
pozwalającym na utrzymanie ciągłości pracy, ale naprawa pompy nie będzie możliwa bez jej
demontażu. Rys. 6.9. przedstawia kartę doboru pompy [71]. Karta doboru pompy może być
dołączona do projektu węzła cieplnego. Przy wyborze pompy z listy (obejmuje kilkanaściekilkadziesiąt pozycji) należy wziąć pod uwagę stopień dopasowania do instalacji. Przy
określeniu wstępnych kryteriów doboru można ograniczyć liczbę dobranych pomp przez
wyznaczenie typu. Należy pamiętać o podaniu rodzaju przetłaczanego czynnika i
maksymalnej temperaturze roboczej.
104
Rys. 6.9. Karta doboru pompy - program Wilo Select dostępny w Internecie [71]
6.2.2. Obliczenie straty ciśnienia i dobór pompy w węźle zmieszania pompowego
Jak uzasadniono w rozdziale 2., do współpracy z siecią ciepłowniczą są przystosowane
jedynie węzły zmieszania pompowego z pompą zamontowaną w przewodzie mieszania
(dodatnia dyspozycyjna różnica ciśnienia). Wydajność pompy jest równa strumieniowi
objętości w przewodzie mieszania (rys. 2.6., wzór 2.4). Wydajność pompy (m3/s) określa
wzór:
Vp =
m
ρ
(6.3)
105
Do celów doboru pompy strumień objętości należy wyrazić w [m3/h]. Różnica ciśnienia
wytwarzana przez pompę powinna zrównoważyć straty ciśnienia występujące w obwodzie:
∆ ptot = ∆p i + ∆p m + ∆ psc + ∆ pcv
(6.4)
gdzie:
∆pi – strata ciśnienia w instalacji ogrzewania, poza węzłem cieplnym, Pa, (na podstawie
projektu instalacji),
∆pm – strata ciśnienia w przewodzie mieszania, Pa,
∆psc – strata ciśnienia w obwodzie instalacji, Pa, (na prawo od włączenia przewodu
mieszania).
∆pcv – strata ciśnienia w zaworze regulacyjnym, Pa, (obliczona zgodnie z zasadami podanymi
w rozdziale 7.).
Straty ciśnienia w obwodach są sumą straty liniowej (wzór 5.4) i strat miejscowych (wzór
5.13). Strata ciśnienia w filtrze jest obliczana według wzoru (5.14). Współczynnik przepływu
filtra jest podany w katalogu.
Strata ciśnienia w zaworze regulacyjnym (trójdrogowym) jest obliczana z wzoru (5.14),
na podstawie współczynnika przepływu, przy założeniu pełnego otwarcia i strumienia
objętości równego strumieniowi objętości w przewodzie instalacji. W warunkach eksploatacji
zawór jest częściowo otwarty od strony sieci, częściowo od strony przewodu mieszania, ale
suma strumieni wody sieciowej i mieszającej jest równa strumieniowi wody w przewodzie
instalacyjnym. Strata ciśnienia w instalacji ogrzewania powinna być przyjęta na podstawie
odpowiedniego opracowania projektowego.
6.3. Obliczenie strat ciśnienia i dobór pomp w obwodach wtórnych wymiennikowego
węzła cieplnego
6.3.1. Dobór pompy w obwodzie wtórnym ogrzewania i wentylacji (technologii)
Wydajność pompy w obwodzie wtórnym ogrzewania lub wentylacji (podgrzewania
powietrza wentylacyjnego) jest równa strumieniowi objętości nośnika ciepła w tym
obwodzie. Strumień masy (mi) jest obliczony z wzoru (4.2), strumień objętości (m3/s) jako:
Vp =
106
mi
ρ
(6.5)
Całkowitą różnicę ciśnienia wytwarzaną przez pompę określa wzór (6.6).
∆ p tot = ∆ p i + ∆ p sc + ∆ p sHE
(6.6)
gdzie:
∆pi – strata ciśnienia w instalacji ogrzewania, Pa, (na podstawie projektu instalacji),
∆psc – strata ciśnienia w obwodzie wtórnym(instalacji), Pa,
∆psHE – strata ciśnienia w wymienniku ciepła po stronie wtórnej, Pa.
Strata ciśnienia w obwodzie wtórnym jest sumą straty liniowej (wzór 5.4) i strat miejscowych
(wzór 5.13) oraz straty ciśnienia w filtrze (wzór 5.14).
Strata ciśnienia w instalacji powinna być przyjęta na podstawie odpowiedniego
opracowania projektowego. Orientacyjnie można przyjąć wartość 25÷70 kPa, w zależności od
rozległości instalacji i rodzaju urządzeń regulacyjnych (zawory termostatyczne, zawory
regulacji różnicy ciśnienia, zawory regulacji przepływu – strumienia objętości).
Zasady doboru pomp w instalacji technologicznej są takie same. Charakterystykę
urządzeń technologicznych należy uzyskać z odpowiedniego projektu.
6.3.2. Dobór pompy w obwodzie wtórnym przygotowania ciepłej wody
W obwodzie wtórnym przygotowania ciepłej wody występuje pompa cyrkulacyjna. Jej
zadaniem jest utrzymanie krążenia wody przy braku lub przy niskim poborze ciepłej wody,
aby uniknąć schłodzenia wody i długiego oczekiwania. Strumień masy wody w instalacji
cyrkulacyjnej powinien być przyjęty na podstawie projektu instalacji ciepłej wody.
Wydajność pompy jest równa strumieniowi objętości w przewodzie cyrkulacyjnym (Vpc):
Vpc =
mc
ρ
(6.7)
Przy braku precyzyjnych danych (np. przy wyprzedzającym wykonaniu projektu węzła
cieplnego przed projektem instalacji ciepłej wody) można przyjąć strumień objętości wody
cyrkulacyjnej jako [20]:
V pc = V p = (0.08 ÷ 0.12 )q
(6.8)
107
gdzie:
q – chwilowy strumień objętości ciepłej wody obliczony na podstawie PN-EN 806 [41].
Wysokość podnoszenia pompy wyznacza się z wzoru (6.2). Całkowita różnica ciśnienia
wytwarzana przez pompę cyrkulacyjną jest równa:
∆ p tot = ∆ pci + ∆ pc + ∆ p HE '
(6.9)
gdzie:
∆pci – strata ciśnienia w instalacji cyrkulacji ciepłej wody, Pa, (na podstawie projektu
instalacji),
∆pc – strata ciśnienia w obwodzie cyrkulacji węzła cieplnego, Pa,
∆pcHE‘ – strata ciśnienia w wymienniku w umownych warunkach, autor proponuje przyjęcie
straty ciśnienia przy przepływie równym 50% strumienia chwilowego ciepłej wody – 0.25
straty ciśnienia przy przepływie chwilowym.
W obliczeniach nie uwzględnia się straty ciśnienia w wymienniku ciepłej wody przy
przepływie chwilowym. Strata ciśnienia przy przepływie ciepłej wody jest elementem bilansu
ciśnienia instalacji (układ otwarty działający przy ciśnieniu w sieci wodociągowej). Przy
maksymalnym poborze ciepłej wody cyrkulacja nie jest potrzebna. Pompa cyrkulacyjna jest
wówczas „zablokowana” przez układ ciśnienia w instalacji. Niewielki pobór mocy przy biegu
jałowym pompy wyposażonej w falownik nie uzasadnia konieczności jej wyłączenia. Straty
ciśnienia w przewodach i armaturze określa się z wzorów (5.4., 5.13., 5.14.).
Instalacje cyrkulacji ciepłej wody we współczesnych rozwiązaniach są wyposażone w
zawory regulacji temperatury w przewodach cyrkulacyjnych – otwierające się przy
schłodzeniu wody. Strumień objętości wody w instalacji cyrkulacyjnej jest wynikiem
aktualnego stopnia otwarcia wszystkich zaworów – jest on w przeciętnych warunkach
eksploatacji mniejszy niż strumień obliczeniowy, przyjęty do doboru pompy.
6.4. Dobór zaworów odcinających i filtrów
Zawory odcinające są montowane we wszystkich obwodach węzła cieplnego.
Podstawowym parametrem zaworu odcinającego jest średnica nominalna. W przypadku
przewodów z rur ze stali węglowej średnica zaworu odpowiada średnicy nominalnej
przewodu. Średnica nominalna zaworu jest jednocześnie wyróżnikiem połączenia –
gwintowanego lub kołnierzowego, wyznaczającym podstawowe wymiary (np. średnicy
108
podziałowej, średnicy gwintu, średnicy otworów do mocowania śrub). Przy montażu
zaworów w przewodach ze stali nierdzewnej lub miedzianych należy przyjąć korelację
podaną w tabeli 6.1. Przewężenie przekroju przed zaworem może występować jedynie
wyjątkowo (np. w istniejących węzłach cieplnych).
Tabela 6.1. Nominalna średnica armatury (DN) odpowiadająca
średnicy zewnętrznej przewodów miedzianych i ze stali
nierdzewnej[52, 53]
de
DN
de
DN
15
15
76
65
18
15
89
80
22
20
100
100
28
25
133
125
35
32
159
150
42
40
219
200
54
50
267
250
DN – średnica nominalna, mm, de- średnica zewnętrzna, mm.
Ważnymi parametrami doboru zaworów i armatury są:
•
ciśnienie (nadciśnienie) nominalne [bar],
•
temperatura nominalna (najwyższa temperatura robocza) [oC].
W większości krajowych systemów ciepłowniczych ciśnienie maksymalne w sieci
ciepłowniczej nie przekracza 16 bar. Można zatem w przewodach obwodów pierwotnych
przyjąć nominalne ciśnienie armatury równe 16 bar. Temperatura czynnika zwykle nie
przekracza 130 oC, często jest niższa. Wystarczającą temperaturą roboczą będzie zatem
150 oC. W obwodach wtórnych maksymalne ciśnienie wyznacza “najsłabszy” element –
zwykle jest to przeponowe naczynie wzbiorcze. Ciśnienie maksymalne powinno być
określone w projekcie instalacji. Od jego wartości zależy wielkość nastawy zaworu
bezpieczeństwa, który jest elementem węzła cieplnego. Przyjęte powszechnie ciśnienie w
obwodach wtórnych ogrzewania i wentylacji to 3 bar ,5 bar lub 6 bar, w instalacji
przygotowania ciepłej wody 6 bar. Można zatem w obwodach wtórnych przyjąć armaturę o
ciśnieniu nominalnym 6 bar. Temperatura robocza w obwodach wtórnych jest niższa niż
100 oC, we współczesnych rozwiązaniach instalacji niższa niż 70 oC. W nietypowych
węzłach cieplnych, np. do celów technologii, mogą być wymagane wyższe parametry
robocze. Połączenia armatury z przewodami może być nierozłączne (zawory z końcówkami
do spawania) lub rozłączne (kołnierzowe lub gwintowane). Zaleca się stosowanie połączeń
109
spawanych przy montażu zaworów odcinających w obwodach pierwotnych. Przy montażu
innego rodzaju armatury lub urządzeń w obwodach pierwotnych preferowane są połączenia
kołnierzowe, choć – z akceptacją Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego – mogą być zastosowane
połączenia gwintowane o odpowiedniej wytrzymałości i odporności na działanie wysokiej
temperatury. W obwodach wtórnych preferowane jest połączenie gwintowane. Przy większej
średnicy przewodów (praktycznie powyżej DN65) występują trudności w wykonaniu
gwintów – stosuje się połączenia kołnierzowe. Ciśnienie nominalne (przeważnie również
średnica nominalna) powinna być trwale oznaczona na korpusie armatury. Przy doborze
filtrów dodatkowym parametrem jest typ wkładu filtracyjnego. Stopień oczyszczania wody w
obwodach pierwotnych i wtórnych, a zatem typ urządzeń oczyszczających może być
narzucony przez Przedsiębiorstwo Ciepłownicze. Jeżeli Przedsiębiorstwo Ciepłownicze nie
stawia specjalnych wymagań, preferowane jest oczyszczanie mechaniczne przy zastosowaniu
wkładów filtracyjnych o liczbie oczek 400 na centymetr kwadratowy (średnica otworu ok.
0.2÷0.25 mm). Odmulacze bezwładnościowe
nie mają zbyt wysokiej efektywności ze
względu na dość dużą prędkość przepływu wody.
Niektóre Przedsiębiorstwa Ciepłownicze wymagają w obwodach pierwotnych
stosowania filtrów z wkładem magnetycznym, usuwającym skutecznie produkty korozji. Przy
dobrej jakości wody w systemie ciepłowniczym nie ma specjalnego uzasadnienia do
stosowania tak dokładnych urządzeń. Filtry workowe mogą spowodować zatrzymanie
przepływu wody, jeśli nie będą systematycznie czyszczone. Umieszczenie filtrów między
dwoma zaworami odcinającymi umożliwia oczyszczenie wkładu bez konieczności
opróżniania dłuższych odcinków instalacji.
W systemach ciepłowniczych mogą mieć zastosowanie nowoczesne rozwiązania do
ciągłego, niezakłócającego przepływu nośnika ciepła, czyszczenia wody i separacji gazów,
np. firmy Spirotech. Urządzenia te są czyszczone i opróżniane z gazów w czasie ruchu sieci
ciepłowniczej. Urządzenia do dokładnego oczyszczania wody najkorzystniej jest stosować w
ciepłowniach, dużych węzłach cieplnych i pompowniach sieciowych. Urządzenia, które
wymagają okresowego czyszczenia należy umieszczać między zaworami odcinającymi albo
w przewodach równoległych, bądź też w przewodach obejściowych.
Strata ciśnienia w zaworach odcinających może być obliczona przy przyjęciu
odpowiedniej wartości współczynnika strat miejscowych. Dokładniejsze wyniki otrzymuje
się, obliczając stratę ciśnienia za pomocą współczynnika przepływu. Większość producentów
110
zaworów obecnie podaje tę wartość. W przypadku filtrów producenci podają w katalogach
wartości współczynnika przepływu. Stratę ciśnienia oblicza się według wzoru (5.14).
6.5. Dobór elementów zabezpieczenia, stabilizacji ciśnienia, zespołów uzupełniania i
urządzeń pomocniczych
6.5.1. Dobór zaworów bezpieczeństwa
Zawór bezpieczeństwa jest elementem projektowanym w celu zabezpieczenia urządzeń
ciśnieniowych i instalacji przed przekroczeniem ciśnienia ponad wartość dopuszczalną [16].
Przyczyną nadmiernego wzrostu ciśnienia w węzłach ciepłowniczych może być:
•
Przebicie (perforacja) powierzchni wymiany ciepła wymiennika,
•
Rozszerzenie cieczy pod wpływem ciepła (ekspansja termiczna).
Zasady obliczeń zaworów bezpieczeństwa określa norma PN-EN ISO 4126-1,7 [48, 49]
Urządzenia zabezpieczające przed nadmiernym wzrostem ciśnienia – Część 1: Zawory
bezpieczeństwa, Część 7: Dane ogólne. Symbole i nazwy wielkości fizycznych w tym
rozdziale są zgodne z tą normą. Norma PN-EN ISO 4126-1,7
źródłem,
w
którym
określono
procedury
wyznaczania
jest obecnie jedynym
przepustowości
zaworów
bezpieczeństwa. Norma PN-B-02414: 1999P „Zabezpieczenia instalacji ogrzewań wodnych
systemu zamkniętego z naczyniami wzbiorczymi przeponowymi” [45] określała zasady
obliczania niezbędnej przepustowości zaworów bezpieczeństwa w węzłach cieplnych. Norma
ta została zastąpiona przez normę PN EN 12828 „Instalacje ogrzewcze w budynkach.
Projektowanie wodnych instalacji centralnego ogrzewania”. [50] Nowa norma nie podaje
jednak zasad obliczeń przepustowości zaworów bezpieczeństwa, stąd, w dalszej części tekstu,
znajdą się odniesienia do normy PN-B-02414:1999P.
Przebicie powierzchni (ścianki) wymiennika ciepła może nastąpić wtedy, gdy ciśnienie
w sieci ciepłowniczej (obwodzie pierwotnym) jest większe niż w instalacji (obwodzie
wtórnym). Porównanie dotyczy ciśnienia maksymalnego w sieci (powinno być podane przez
Przedsiębiorstwo Ciepłownicze) i maksymalnego ciśnienia panującego w instalacji
(przyjętego w projekcie instalacji i węzła cieplnego). Przepływ wody przez otwór powstający
przy przebiciu jest spowodowany różnicą ciśnienia po obydwu stronach. Teoretyczna
prędkość przepływu jest równa:
v=
2(po − pb )
ρ
(6.10)
111
gdzie:
v – teoretyczna prędkość przepływu, m/s,
po – ciśnienie zrzutowe, Pa,
pb – przeciwciśnienie, Pa,
ρ – gęstość cieczy przy ciśnieniu zrzutowym i temperaturze zrzutowej, kg/m3.
lub
v = 2(po − pb )ν
(6.11)
gdzie:
ν – objętość właściwa cieczy przy ciśnieniu zrzutowym i temperaturze zrzutowej, m3/kg.
Teoretyczny strumień masy (w jednostkach układu SI) można obliczyć z wzoru:
Qm = A
2(po − pb )
ν
(6.12)
gdzie:
Qm – teoretyczny strumień masy, kg/s.
A – powierzchnia kanału przepływowego, m2.
Strumień wyrażony w jednostkach zgodnych z PN-EN ISO 4126 jest równy:
Qm = 1.61A
(po − pb )
ν
(6.13)
gdzie:
Qm – teoretyczny strumień masy, kg/h.
A – powierzchnia przepływu,mm2,
po – ciśnienie zrzutowe, bar,
pb – przeciwciśnienie, bar.
Różnica w stosunku do normy PN-B-02414:1999 polega na wprowadzeniu
współczynnika poprawkowego b, zależnego od różnicy ciśnienia maksymalnego w sieci i
instalacji [45].
Qm = 1.61Ab (po − pb )ρ
112
(6.14)
gdzie:
b – współczynnik bezpieczeństwa równy b=1, przy po- pb≤5 bar, b=2 przy po- pb> 5 bar.
Jeśli
wielkości
we
wzorze
(6.14)
wyrazimy
w
jednostkach
zgodnych
z
PN-B-02414:1999, otrzymamy zależność:
Qm = 447.3Ab (po − pb )ρ
(6.15)
gdzie:
Qm – teoretyczny strumień masy, kg/s,
A – powierzchnia przepływu, m2,
Opisywana zależność jest akceptowana przez Urząd Dozoru Technicznego w Polsce. Różnica
w stosunku do PN-EN ISO 4126-1 polega jedynie na zastosowaniu współczynnika
bezpieczeństwa b. Strumień masy określony wzorem (6.14) jest strumieniem teoretycznym.
W warunkach rzeczywistych otwór, przez który przepływa woda charakteryzuje się tzw.
współczynnikiem wypływu, którego wartość przeciętnie wynosi 0.5÷0.7, stąd rzeczywisty
strumień masy jest mniejszy niż teoretyczny.
Teoretyczny strumień masy wody przepływającej z części o wyższym ciśnieniu do
części o niższym ciśnieniu jest równy wymaganej przepustowości zaworu bezpieczeństwa.
Powierzchnia przebicia może być przyjmowana następująco:
•
w przypadku wymiennika płaszczowo-rurowego: jako powierzchnia przekroju
wewnętrznego jednej rurki,
•
w przypadku wymiennika płytowego: jako powierzchnia przekroju wewnętrznego
jednego kanału przepływowego.
Tabela
6.2. podaje powierzchnię kanału przepływowego wybranych wymienników
płytowych A [mm2].
113
Tabela 6.2. Pole powierzchni przekroju kanału wybranych wymienników płytowych [60]
Sposób określenia wymaganej przepustowości zaworu bezpieczeństwa przy ciśnieniu w
sieci ciepłowniczej (maksymalnym) niższym niż maksymalne ciśnienie w instalacji, podany
w normie PN-B-02414:1999P, nie ma fizycznego uzasadnienia. Wymaganą przepustowość
oblicza się w tym przypadku na podstawie pojemności urządzenia (instalacji) z wzoru:
Q m = 0 .44 V
(6.16)
gdzie:
Qm – wymagana przepustowość zaworu bezpieczeństwa, kg/s,
V – pojemność wodna urządzenia (instalacji), m3.
Ta formuła jest akceptowana przez Urząd Dozoru Technicznego w Polsce.
Zawór bezpieczeństwa zamontowany w przewodzie wody zimnej przed wymiennikiem
ciepłej wody chroni także stabilizator temperatury przed wzrostem ciśnienia. Pojemność
stabilizatora należy uwzględnić w pojemności instalacji. Można się spotkać z wymaganiem
przez Dozór Techniczny montażu zaworu bezpieczeństwa bezpośrednio przy stabilizatorze
temperatury ciepłej wody, jeżeli iloczyn ciśnienia [bar] i pojemności [dm3] przekracza 300, w
praktyce przy każdej wielkości stabilizatora.
114
Drugą przyczyną powstania nadmiernego wzrostu ciśnienia jest ekspansja termiczna.
Ten model występuje niezależnie od układu ciśnienia w sieci i instalacji. Przy stałym
doprowadzeniu ciepła do układu zamkniętego (ze względu na przepływ masy i ciepła) będzie
wzrastać objętość wody w instalacji. Wzrost objętości w instalacji zostaje przejęty przez
przeponowe naczynie wzbiorcze. Naczynie wzbiorcze nie jest jednak elementem
zabezpieczającym przed wzrostem ciśnienia – w stanie awaryjnym może dojść do dalszego
wzrostu ciśnienia.
Wymaganą przepustowość zaworu bezpieczeństwa można obliczyć z
wzoru [15, 16]:
Qm =
ρΦ d ν
⋅
cp dt
(6.17)
Obliczenia wraz z wyjaśnieniem symboli i jednostkami zawarto w tabeli 6.3.
Wynik jest interesujący, wymagana przepustowość zaworu bezpieczeństwa nie zależy
od objętości wody w instalacji. Jest to zrozumiałe, albowiem w instalacji o większej objętości
wody wzrost temperatury będzie wolniejszy niż w instalacji o małej pojemności, ale wzrost
objętości będzie wprost proporcjonalny do wartości początkowej. Wymagana przepustowość
zaworu bezpieczeństwa zależy wyłącznie od początkowej temperatury wody. Można
zaproponować formułę do obliczeń przepustowości w formie:
Q m = X ( t 1) ⋅ Φ
(6.18)
gdzie:
Qm – wymagana przepustowość zaworu bezpieczeństwa przy ekspansji termicznej, kg/s,
Φ – moc cieplna przekazana do instalacji, kW,
X(t) – współczynnik zależny od początkowej temperatury wody w instalacji t1 [oC], obliczany
według wzoru (propozycja autora) (R2=0.9999):
X( t1) = 0.0075 + 0.01t1 − 0.00004t 12
(6.19)
Ciśnienie zrzutowe po jest obliczane zgodnie z PN- EN ISO 4126-1 [49] jako:
p o = p set + ∆ p over + p amb
(6.20)
gdzie:
pset – wartość nastawy zaworu bezpieczeństwa (ciśnienie początku otwarcia),
115
∆pover – wzrost ciśnienia przy otwarciu zaworu, zwykle przyjmowany jako 10% pset,
pamb – ciśnienie otoczenia (przeciwciśnienie).
Tabela 6.3. Obliczenie przepustowości zaworu bezpieczeństwa przy ekspansji termicznej
1
Strumień ciepła (moc cieplna)
Φ
250 kW
2
Objętość wody
V
0.89 m3
3
Początkowa temperatura wody
t1
4
Początkowa gęstość wody
ρ1
988.04 kg/m3
patrz rozdział 1.
5
Masa wody
6
Ciepło właściwe
m
cp
879.36 kg
4.179 kJ/(kg K)
patrz rozdział 1.
patrz rozdział 1.
7
Prędkość zmiany temperatury
50
o
C
dt/dτ
0.07 K/s
Zmiana objętości właściwej przy
zmianie temperatury
dν/dt
4.876E-07 m3/(kg K)
9
Prędkość zmiany objętości
właściwej
∆ν/∆τ
3.317E-08 m3/(kg s)
10
Prędkość zmiany objętości
∆V/∆τ
2.917E-05 m3/s
11
Wymagana przepustowość zaworu
bezpieczeństwa
8
12
Qm
Wzór
0.03 kg/s
103.75 kg/h
wzór (6.17)
∆τ- czas
Powierzchnię przepływu zaworu bezpieczeństwa (powierzchnia przepływu przy
największym przewężeniu, zwana także powierzchnią dolotową) A [mm2] określa wzór:
A=
1 Qm
ν
1.61 KdrKν po − pb
(6.21)
gdzie:
Qm – wymagana przepustowość zaworu bezpieczeństwa, kg/h,
pb – przeciwciśnienie, bar,
ν – objętość właściwa przy parametrach zrzutowych (ciśnieniu i temperaturze), m3/kg,
Kdr – poświadczony zredukowany współczynnik wypływu zaworu bezpieczeństwa, równy 0.9
wartości katalogowej,
Kν – współczynnik korekcyjny lepkości, przy liczbie Reynoldsa niższej niż 80000, określony
z nomogramu w [49] – patrz rys.6.10. Liczba Reynoldsa jest obliczona przy średnicy
116
dolotowej (średnicy odpowiadającej powierzchni przepływu zaworu bezpieczeństwa) – wzór
(5.1). Liczbę Reynoldsa można wyrazić jako funkcję strumienia masy:
Re =
4Qm
πρνdo
(6.22)
gdzie:
do – średnica przewężenia (odpowiadająca powierzchni przepływu) , m,
ρ – gęstość wody przy parametrach zrzutowych, kg/m3,
ν – współczynnik lepkości kinematycznej przy parametrach zrzutowych, m2/s.
Kν – współczynnik korekcyjny lepkości, obliczony z formuły aproksymacyjnej (R2=0.995).
Kν = 0.001585(ln Re) − 0.0482(ln Re) + 0.4957 ln Re− 0.7338
3
średnicy
Wyznaczenie
zaworu
2
bezpieczeństwa
jako
parametru
(6.23)
końcowego
jest
skomplikowane, choć można dokonać obliczeń, wprowadzić poprawkę ze względu na liczbę
Reynoldsa i ponownie sprawdzić wymaganą średnicę. Bardziej efektywny algorytm doboru
zaworu bezpieczeństwa polega na wyznaczeniu średnicy dolotowej każdego zaworu z szeregu
wymiarowego i przyjęcie pierwszego o średnicy większej niż wymagana. Ta procedura
pozwala także na przyjęcie różnej wartości współczynnika wypływu zaworu bezpieczeństwa
przy różnych średnicach zaworu. Przykład obliczenia zaworu bezpieczeństwa zawiera tabela
6.4.
Tabela 6.4. Przykład doboru zaworu bezpieczeństwa według proponowanego algorytmu, dover – weryfikowana
średnica dolotowa, inne oznaczenia w tekście (wyróżnione pole oznacza dobrany zawór)
t1
DN[mm]
50.0
do
[mm]
15
20
25
32
40
50
12
14
20
27
35
42
o
ρ1
C
Kd
0.25
0.20
0.30
0.25
0.20
0.20
Kdr=0.9Kd
0.225
0.180
0.270
0.225
0.180
0.180
ν1
988.04 kg/m3
po-pb[bar]
4.00
4.00
4.00
4.00
4.00
4.00
0.00000055 m2/s
Qmsf[kg/h]
Re
Kν
(wzór 6.13)
(wzór 6.22)
(wzór 6.23)
4200
4200
4200
4200
4200
4200
226153
193845
135692
100512
77538
64615
1.000
1.000
1.000
1.000
0.999
0.997
A [mm2] dover[mm]
z katalogu
(wzór 6.21)
184.43
230.53
153.69
184.43
230.67
231.19
15.32
17.13
13.99
15.32
17.14
17.16
117
Rys. 6.10. Współczynnik poprawkowy lepkości [17]
Przekrój przewodu wyrzutowego nie może być mniejszy niż średnica nominalna króćca
zaworu bezpieczeństwa. Rurę wyrzutową należy doprowadzić nad wpust podłogowy.
Norma PN-EN 02414:1999P podaje wzór określający średnicę przekroju dolotowego
zaworu bezpieczeństwa w następującej postaci (symbole przyjęto zgodnie z PN-EN ISO
4126-1):
do = 54
gdzie:
118
Kdr
Qm
(po − pb )ρ
(6.24)
do – średnica przekroju dolotowego zaworu bezpieczeństwa, m2,
Kdr – poświadczony zredukowany współczynnik wypływu zaworu bezpieczeństwa, równy 0.9
wartości katalogowej,
ρ – gęstość cieczy przy parametrach zrzutowych, kg/m3,
We wzorze (6.24) nie występuje współczynnik poprawkowy lepkości. Przy założeniu
jego wartości równej 1, wzory (6.21) i (6.24) prowadzą do wyniku różniącego się o ok. 2%.
W Niemczech i Austrii zawory bezpieczeństwa w wymiennikowych węzłach cieplnych
są dobierane zgodnie z normą DIN 4747-1 [1] w zależności od mocy cieplnej instalacji
(model ekspansji termicznej). Sposób doboru jest zależny od maksymalnej temperatury w
sieci ciepłowniczej. Obecnie jest to temperatura niższa niż 143.6 oC. Tabela 6.5 zawiera
średnice zaworów bezpieczeństwa w obwodach wtórnych ogrzewania i wentylacji
wymiennikowych węzłów cieplnych [1].
Tabela 6.5. Dobór średnicy zaworu bezpieczeństwa w wymiennikowym węźle cieplnym przy temperaturze
czynnika niższej niż 143.6 oC, zgodnie z DIN 4747 [1]
Nominalna moc cieplna
Φ [kW]
..100
100..350
350..900
Średnica przyłączeniowa przewodu
dolotowego
(zawór membranowy 2.5 or 3 bar)
di[mm]
15
20
25
Średnica przewodu
wyrzutowego
de[mm]
20
25
32
W tabeli 6.6. podano średnice zaworów bezpieczeństwa przy temperaturze nośnika
ciepła powyżej 143.6 oC [1].
Tabela 6.6. Dobór średnicy zaworu bezpieczeństwa w wymiennikowym węźle cieplnym przy temperaturze
czynnika wyższej niż 143.6 oC [1]
Φ [kW]
..50
50..100
100.200
200..350
350..600
Średnica przyłączeniowa
przewodu dolotowego
di [mm]
15
20
25
32
40
Średnica przewodu
wyrzutowego
de[mm]
20
25
32
40
50
119
Długość przewodu dopływowego nie może być większa niż 1 m, maksymalnie może być
jedno załamanie. Jeśli długość przewodu wyrzutowego jest większa niż 4 m, a liczba załamań
wynosi 2÷3, średnicę należy zwiększyć i 1 dymensję.
Zawór bezpieczeństwa w instalacji ciepłej wody dobiera się w Niemczech w zależności
od pojemności wodnej instalacji, zgodnie z normą DIN 1988. W tabeli 6.7. podano średnicę
przyłączeniową przewodu dolotowego zaworu bezpieczeństwa do instalacji ciepłej wody
zgodnie z DIN 1988 [1].
Tabela 6.7. Dobór zaworów bezpieczeństwa do instalacji ciepłej wody zgodnie z DIN1988 [1]
Pojemność wodna
instalacji
Średnica przyłączeniowa
przewodu dolotowego
Maksymalna moc cieplna
instalacji
V [dm3]
..200
200..1000
1000..5000
di [mm]
15
20
25
Φ[kW]
75
150
250
Procedury doboru zaworów bezpieczeństwa do ciepłej wody w Finlandii są podobne do
procedur stosowanych w Niemczech. Średnicę nominalną (przyłączeniową) zaworu
bezpieczeństwa według wytycznych fińskich podano w tabeli 6.8.
Taela 6.8. Dobór zaworu bezpieczeństwa w instalacji ciepłej
wody według wytycznych fińskich [oprac. własne]
instalacji
Nominalna średnica zaworu
bezpieczeństwa
Φ [kW]
..200
200..800
800..
DN[mm]
15
20
25
Metody doboru zaworów bezpieczeństwa na podstawie mocy cieplnej instalacji realizują
model ekspansji termicznej. Byłoby pożądane ujednolicenie metod doboru zaworów
bezpieczeństwa na obszarze Unii Europejskiej.
6.5.2. Dobór naczynia wzbiorczego
Przeponowe naczynie wzbiorcze w instalacji ogrzewania nie jest elementem
zabezpieczenia. Jego rolą jest kompensacja zmian objętości wody pod wpływem temperatury
w granicach ciśnienia: od minimalnego, zapewniającego wypełnienie instalacji, do
maksymalnego, przyjętego do doboru zaworu bezpieczeństwa. Zgodnie z przepisami w
120
niektórych krajach (np. w Polsce) naczynie przeponowe może być traktowane jako
podlegające pod procedury odbiorowe Dozoru Technicznego (pV>300). Wówczas powinien
być zaprojektowany odrębny zawór bzepieczeństwa do ochrony maczynia wzbiorczego.
Zasady doboru naczyń wzbiorczych systemu zamkniętego (przeponowych naczyń
wzbiorczych) określa norma PN EN 12828 „Instalacje ogrzewcze w budynkach.
Projektowanie wodnych instalacji centralnego ogrzewania” [50].
W celu doboru przeponowego naczynia wzbiorczego w instalacji ogrzewania należy
ustalić następujące wielkości:
•
objętość wody w instalacji, Vsys [dm3],
•
maksymalną temperaturę wody w instalacji, tmax [oC],
•
objętość rezerwy wody w naczyniu, VWR [dm3],
•
ciśnienie statyczne (hydrostatyczne) pST [bar],
•
ciśnienie maksymalne (końcowe), pe [bar].
Objętość wody w instalacji należy ustalić z odpowiedniego projektu. Programy do obliczeń
instalacji przeważnie obliczają pojemność przewodów i grzejników. Przy braku danych
pojemność można przyjąć wskaźnikowo, choć ta metoda nie jest zalecana ze względu na
prawdopodobne przewymiarowanie naczynia wzbiorczego. Maksymalna temperatura wody
jest przyjmowana jako obliczeniowa temperatura zasilania wody instalacyjnej. Rezerwa
objętości wody w naczyniu powinna stanowić 20% objętości naczynia, jeżeli naczynie
wzbiorcze ma pojemność całkowitą mniejszą niż 15 dm3 i 0.5% objętości wody w instalacji
przy większej pojemności całkowitej naczynia wzbiorczego. Ciśnienie statyczne jest to
ciśnienie słupa wody o wysokości od punktu włączenia naczynia wzbiorczego do
najwyższego punktu instalacji (wypełnionego wodą). Ciśnienie końcowe powinno być
przyjmowane jako 90% maksymalnego ciśnienia w instalacji. Należy wziąć pod uwagę
różnicę poziomów włączenia naczynia wzbiorczego i zamontowania zaworu bezpieczeństwa.
Względna zmiana objętości właściwej wody w przedziale temperatury t1-t2 może być
obliczona z wzoru:
e=
ν 2 − ν1
ν1
(6.25)
gdzie:
e – względna zmiana objętości właściwej,
ν1 – początkowa objętość właściwa wody (przy temperaturze napełniania t1), m3/kg,
121
ν2 – końcowa objętość właściwa wody (przy maksymalnej temperaturze t2), m3/kg.
Wzór można wyrazić za pomocą gęstości wody:


1




1 1
e = ρ − 
ρ2 ρ1 
(6.26)
gdzie:
ρ1 – początkowa gęstość wody, kg /m3,
ρ2 – końcowa gęstość wody, kg /m3.
Objętość powstała w wyniku rozszerzalności cieplnej jest równa:
Ve = eVsys
(6.27)
gdzie:
Ve – objętość powstała w wyniku rozszerzalności cieplnej, dm3.
Minimalną wymaganą pojemność całkowitą przeponowego naczynia wzbiorczego
określa wzór (6.28).
V exp min = (Ve + VWR )
pe + 1
pe − po
(6.28)
gdzie:
Vexp min – minimalna wymagana pojemność całkowita naczynia wzbiorczego, dm3,
VWR - rezerwa objętości wody w naczyniu, dm3,
pe – ciśnienie maksymalne w instalacji, bar,
po – ciśnienie początkowe (nadciśnienie), bar
obliczane jako
po = pST + pD
(6.29)
gdzie:
pD – naddatek ciśnienia, przyjmowany jako 0.3 bar.
Po dokonaniu doboru naczynia wzbiorczego należy określić skorygowaną wartość
ciśnienia początkowego z warunku:
pocor ≥
gdzie:
122
V exp sel (po + 1)
−1
V exp sel − VWR
(6.30)
Vexpsel – pojemność całkowita dobranego naczynia wzbiorczego, dm3,
pocor – skorygowane ciśnienie początkowe, bar, inne oznaczenia jak w powyższych wzorach.
Aby nie nastąpił wzrost ciśnienia ponad wartość maksymalną, ciśnienie początkowe powinno
ponadto spełniać warunek:
pocor ≤
pe + 1
−1
Ve(pe + 1)
1+
V exp sel po + 1
(6.31)
Oznaczenia jak w powyższych wzorach.
Przeponowych naczyń wzbiorczych w instalacji ciepłej wody nie stosuje się ze względu
na niewielką pojemność przewodów i wymienników ciepła. Naczynia takie należy stosować
w przypadku wyposażenia węzła w zasobniki ciepła lub pojemnościowe podgrzewacze
ciepłej wody, aby uniknąć ubytków wody spowodowanych otwieraniem się zaworu
bezpieczeństwa przy podgrzewaniu wody w czasie braku poboru.
Należy pamiętać, że
ciśnienie zamknięcia zaworu bezpieczeństwa jest o ok. 10÷20% niższe niż ciśnienie otwarcia.
W tabeli 6.9. podano przykład doboru i sprawdzenia przeponowego naczynia
wzbiorczego w instalacji ogrzewania.
Tabela 6.9. Dobór i sprawdzenie przeponowego naczynia wzbiorczego w instalacji ogrzewania
1 Objętość wody w instalacji
2 Rezerwa objętości wody
Vsys
990 dm3
VWR
3
3 Temperatura początkowa
t1
4 Początkowa gęstość wody
ρ1
5 Temperatura końcowa
t1
6 Końcowa gęstość wody
Względna zmiana objętości
7 właściwej
ρ1
e
4.95 dm
10
o
o
0.5% of Vsys
C
999.72 kg/m3
70
Wzór
wzór (1.28)
C
977.68 kg/m3
0.023
Wzór (1.28)
wzór (6.25)
3
8 Wzrost objętości
Ve
22.33 dm
9 Ciśnienie statyczne
pST
0.95 bar
10 Margines (naddatek) ciśnienia
pD
0.30 bar
10 Ciśnienie początkowe
11 Ciśnienie maksymalne
Wymagana pojemność całkowita
12 naczynia
po
pe
1.25 bar
5.00 bar
wzór (6.29)
Vexpmin
43.64 dm3
wzór (6.28)
Vexpsel
pocormin
pocormax
poset
3
13
14
15
16
Pojemność dobranego naczynia
Sprawdzenie warunku (1)
Sprawdzenie warunku (2)
Przyjęte ciśnienie początkowe
50.00 dm
1.50 bar
1.74 bar
1.50 bar
wzór (6.27)
wzór (6.30)
wzór (6.31)
123
6.5.3. Dobór zespołów uzupełniających
W większości systemów ciepłowniczych woda instalacyjna jest uzupełniana z przewodu
sieci ciepłowniczej. Uzupełnianie zwykle się projektuje jako ręczne – należy okresowo
przeprowadzać kontrolę napełnienia instalacji wewnętrznej. Nie zaleca się automatyzacji
uzupełniania, chyba że system zostanie wyposażony w sygnalizację telemetryczną
nadmiernych ubytków wody. Na rys. 6.11. pokazano schemat ideowy układu uzupełniania
wody i napełniania instalacji. Pokazany zestaw składa się z zaworu odcinającego od strony
sieci (PN16), wodomierza (PN16), zaworu napełniającego z regulacją ciśnienia za zaworem
VF06- ½ A – ze złączką do węża, odcinka węża o odpowiednie wytrzymałości i odporności
na działanie temperatury i z zaworu odcinającego od strony instalacji PN6 [63].
Rys. 6.11. Zespół napełniania i uzupełniania wody w węźle cieplnym
Kolor korpusu zaworu oznacza ciśnienie końcowe. Wodomierz powinien być dobrany
na ciśnienie i temperaturę panujące w sieci. Zwykle projektuje się wodomierz o zakresie
nominalnym przepływu 1.5 m3/h. Przedsiębiorstwa Ciepłownicze ustalają w taryfie cenę 1 m3
nośnika ciepła. Prędkość napełniania instalacji powinna być niewielka, aby nie doprowadzić
do zapowietrzenia (wskutek zasyfonowania) grzejników w instalacji. Szczególnie wolno
należy napełniać instalację wyposażoną w automatyczne odpowietrzniki. Wydajność
odpowietrzników jest podana w katalogach.
124
6.5.4. Dobór elementów pomocniczych
W węzłach cieplnych występują następujące urządzenia pomocnicze: odpowietrzniki
(separatory powietrza), odwodnienia oraz konstrukcje wsporcze.
Powietrze może być usuwane z instalacji ręcznie – przez zawór w najwyższym punkcie
instalacji lub automatycznie – przez odpowietrzniki (separatory powietrza). Po stronie
pierwotnej węzła cieplnego zwykle stosuje się odpowietrzenie ręczne. Można w najwyższych
punktach zamontować zbiorniki odpowietrzające. Odpowietrzenie jest otwarte jedynie w
czasie napełniania węzła: pierwszego lub po przerwie remontowej. Przy prawidłowej
eksploatacji systemu ciepłowniczego i przy odpowiedniej jakości wody sieciowej nie ma
potrzeby ciągłego usuwania powietrza. W instalacjach wewnętrznych często stosuje się
przewody z tworzyw sztucznych. Przez materiał tworzywa sztucznego dyfunduje powietrze
(nawet przy zastosowaniu wkładki antydyfuzyjnej z tworzywa, tylko w mniejszym stopniu).
Jeżeli instalacja jest często opróżniania i uzupełniana wodą wodociągową, to powinien być
zamontowany separator powietrza (np. Spirotech), który działa nieprzerwanie przez cały czas
pracy. Systematyczne usuwanie powietrza z wody wpływa na zmniejszenie sprężystości w
obwodzie regulowanym (systemu) i zwiększa odporność instalacji na powstawanie oscylacji
ciśnienia.
Zawory odpowietrzające powinny mieć ciśnienie nominalne jak w obwodzie
pierwotnym (PN16). Odpowietrzniki automatyczne są montowane w instalacji wewnętrznej,
w najwyższych punktach instalacji. W zależności od konfiguracji przewodów w węźle
cieplnym mogą być potrzebne odpowietrzenia najwyższych fragmentów obwodów wtórnych
ogrzewania i wentylacji. Wydajność odpowietrznika jest zależna od ciśnienia w instalacji przy napełnieniu instalacji ciśnienie jest niewiele wyższe niż ciśnienie atmosferyczne. Na rys.
6.12. pokazano nomogram do wyznaczenia wydajności odpowietrznika DN15. [62].
Rys. 6.21. Wydajność odpowietrznika automatycznego w zależności od ciśnienia w przewodzie
Nl – 1 litr powietrza przy ciśnieniu atmosferycznym [62]
125
Przy napełnieniu instalacji można przyjąć wydajność odpowietrznika równą 60÷80 dm3/h.
W przeszłości przyjmowano zasadę, że każdy najniższy punkt instalacji powinien być
wyposażony w odwodnienie z zaworem spustowym. Zgodnie ze współczesnymi zasadami
projektowania odwodnienia powinny być stosowane wyłącznie przy urządzeniach o znacznej
pojemności: zasobnikach ciepłej wody, stabilizatorach temperatury,
przeponowych
naczyniach wzbiorczych. W razie konieczności odwodnienia przewodów można przyjąć
odprowadzenie wody przez połączenia rozłączne na posadzkę węzła i następnie do wpustu
kanalizacyjnego. Zawory do odwodnienia powinny być dobrane na warunki ciśnienia i
temperatury panujące w odpowiednich obwodach węzła cieplnego. Jeśli nie ma specjalnych
wymagań Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego, średnica odwodnień może wynosić DN20.
Większość węzłów ciepłowniczych jest wykonywana obecnie w rozwiązaniu
„compact”. Węzły takie mają własną konstrukcję wsporczą – są ustawiane na posadzce.
Przewody opierają się na konstrukcji nośnej (ramie), wymienniki ciepła i pompy są
montowane bezpośrednio na przewodach lub na odpowiednich podporach. Zbiorniki
(stabilizatory temperatury, zasobniki ciepłej wody, naczynia wzbiorcze) są ustawiane
bezpośrednio na posadzce. Fundamenty pod pompy są w węzłach cieplnych stosowane
wyjątkowo – nawet w dużych węzłach preferowane jest stosowanie pomp „in-line”,
opierających się na przewodach instalacji.
6.6. Dobór stabilizatora temperatury i zasobnika ciepłej wody
Stabilizator temperatury ciepłej wody jest elementem niezbędnym w węźle
cieplnym w przypadku, gdy wymiennik ciepłej wody nie pokrywa chwilowego
(obliczonego zgodnie z PN-EN 806) zapotrzebowania na ciepłą wodę. Jego zadaniem
jest ograniczenie wpływu „fali” niskiej temperatury wody w szczytowych stanach
obciążenia. Na rys. 6.22. pokazano zasadę działania stabilizatora temperatury ciepłej
wody.
Rys. 6.22. Zasada działania stabilizatora temperatury ciepłej wody. Opis w tekście
126
Przed okresem szczytowego zapotrzebowania na ciepłą wodę stabilizator jest całkowicie
wypełniony wodą o temperaturze 55÷60 oC. Przy wzroście zapotrzebowania na ciepłą wodę
ponad wartość miarodajną do doboru wymiennika ciepła do stabilizatora będzie dopływać
woda o obniżonej temperaturze (można ją obliczyć w
drodze symulacji programem
HEXACT – mieści się przeciętnie w przedziale 30÷40 oC). Woda o niższej temperaturze
dopływa do dolnej części zbiornika, ale do instalacji płynie w dalszym ciągu woda o wysokiej
temperaturze. Po pewnym czasie zwiększonego zapotrzebowania na ciepłą wodę w
stabilizatorze zwiększy się objętość wody chłodniejszej. Jeżeli zapotrzebowanie na ciepłą
wodę spadnie, to do stabilizatora będzie dopływać woda o odpowiednio wysokiej
temperaturze. W wyniku wyporu termicznego będzie się unosiła do góry, zmniejszając
objętość wody chłodnej. W górnej części zbiornika w czasie całego cyklu woda się nie
ochładza. Zbiornik powinien być „smukły”, tzn. charakteryzować się stosunkiem wysokości
do średnicy większym niż 3. Masę wody zgromadzoną w stabilizatorze temperatury ciepłej
wody można obliczyć z wzoru: [20]:
m = q⋅τ
(6.32)
gdzie:
q –zapotrzebowanie na ciepłą wodę miarodajne do doboru wymiennika ciepła, kg/s,
τ – czas przepływu wody przez stabilizator (przy strumieniu dwudziestominutowym):
zalecany czas: 20 minut (1200 s).
Wymagana pojemność stabilizatora jest równa: (ρ – gęstość wody [kg/m3]):
V=
m
ρ
(6.33)
Stabilizator temperatury może być wykonany ze stali nierdzewnej lub z blachy stalowej
ocynkowanej.
W instalacjach ciepłej wody o dużej nieregularności zapotrzebowania, np. w
zakładach pracy, gdy po zakończeniu zmiany następuje krótkotrwały, wzmożony pobór
ciepłej wody, w celu zmniejszenia szczytowego zapotrzebowania na moc cieplną można
zastosować układy przygotowania z zasobnikiem. W takim przypadku w zasobniku należy
zgromadzić objętość wody odpowiadającą całkowitemu zużyciu (pełna akumulacyjność), a
czas jej podgrzania (czas ładowania zasobnika ciepłej wody) można przyjąć równy
2÷5 godzin. Na rysunku 6.23. pokazano schemat ideowy układu przygotowania ciepłej wody
127
z zasobnikiem ciepła [60]. Rys. 6.24. ilustruje aplikację A217 (A317) z zasobnikiem ciepłej
wody w regulatorze ECL Comfort 210 (310).
Rys. 6.23. Schemat ideowy przygotowania ciepłej wody z zasobnikiem, karta oryginalna [60]
Podstawowe oznaczenia: DTA – zasobnik ciepłej wody, CVS/CVE – zawór regulacyjny, SFV – zawór
bezpieczeństwa, HEL – wymiennik ciepła, LPU – pompa ładująca,
Rys. 6.24. Schemat przygotowania ciepłej wody z zasobnikiem, aplikacja ECL Comfort [60]
Moc cieplną wymiennika ciepła określa wzór:
Φload =
V ⋅ ρ ⋅ cp(tDHW − tCW )
τ
gdzie:
Φload – moc cieplna wymiennika c.w. (moc ładowania zasobnika), kW,
V – objętość wody zasobniku, m3,
128
(6.32)
ρ – gęstość wody, kg/m3,
cp – ciepło właściwe wody, kJ/(kg K),
tDHW – temperatura ciepłej wody, oC,
tCW – temperatura wody zimnej, oC,
τ – czas podgrzewania wody (ładowania zasobnika), s.
Strumień masy wody w obiegu ładowania jest równy
mload =
Vρ
τ
(6.33)
oznaczenia jak w powyższych wzorach.
Pompa ładująca działa przy stałej charakterystyce hydraulicznej. Strata ciśnienia przy
przepływie wody w zasobniku jest mała w porównaniu do straty ciśnienia w rurociągach.
Zawór równoważący pozwala na precyzyjne ustalenie wydajności pompy. Wydajność pompy
ładującej jest równa strumieniowi objętości wody w obiegu ładowania:
V oad =
Wysokość
V
τ
(6.34)
podnoszenia pompy należy określić na podstawie łącznej straty ciśnienia w
obiegu ładowania:
∆ p totload = ∆ p load + ∆ p BV + ∆ p HE
(6.6)
gdzie:
∆ptotload – całkowita strata ciśnienia przewodach i armaturze obiegu ładowania, Pa,
∆pBV – strata ciśnienia w zaworze równoważącym, Pa,
∆pHE – strata ciśnienia w wymienniku ciepłej wody, Pa.
Zasady doboru pomp podano w podrozdziale 6.3.
Zasobnik ciepłej wody będzie zwykle urządzeniem podlegającym pod Dozór
Techniczny. Zawór bezpieczeństwa zamontowany w obiegu ładowania powinien mieć
przepustowość zapewniającą ochronę zasobnika ciepłej wody przed wzrostem ciśnienia.
Zasobniki ciepłej wody mogą być stosowane także do podgrzewania wody do celów
129
technologicznych, np. w przemyśle mięsnym lub spożywczym. W budynkach mieszkalnych i
użyteczności publicznej w Polsce zasobniki ciepłej wody są rzadko stosowane.
6.7. Dobór izolacji cieplnej rurociągów i armatury węzła cieplnego
Zadaniem izolacji cieplnej jest ograniczenie strat ciepła elementów węzła cieplnego do
otoczenia. Z uwagi na wyższą temperaturę nośnika ciepła niż otoczenia następuje wymiana
ciepła generująca straty ciepła i obniżenie temperatury wody w przewodach. Na rys. 6.25.
pokazano stosunek strumienia ciepła emitowanego przez nieizolowane i izolowane przewody,
przy temperaturze nośnika ciepła 100 oC i grubości izolacji o wspólczynniku przewodzenia
ciepła λ=0.035 W/(m K), równej w przybliżeniu średnicy wewnętrznej przewodu.
40.0
35.2
33.2
35.0
30.9
30.0
24.5
25.0
19.4
20.0
15.9
12.8
15.0
10.3
10.0
6.9
7.4
DN20
DN25
5.0
0.0
DN32
DN40
DN50
DN65
DN80
DN100
DN125
DN150
Rys. 6.25. Stosunek strumienia ciepła emitowanego przez przewód nieizolowany i izolowany, przy
grubości izolacji o wspólczynniku przewodzenia ciepła λ=0.035 W/(m K), równej w
przybliżeniu średnicy wewnętrznej przewodu
Grubość izolacji wpływa na wielkość strumienia strat ciepła – przy większej grubości
izolacji straty ciepła przewodu są mniejsze. Można zauważyć, że przy zwiększaniu grubości
izolacji ponad pewną wartość, strumień ciepła nadal maleje, ale w coraz mniejszym stopniu.
Z punktu widzenia ekonomii dalsze zwiększanie grubości będzie coraz mniej opłacalne. W
danych realiach ekonomicznych można określić optymalną grubość izolacji, przy której suma
nakładów inwestycyjnych i kosztów eksploatacji w czasie życia inwestycji będzie
najmniejsza. Na rys. 6.26. zilustrowano zależność strumienia traconego ciepła od grubości
izolacji cieplnej o współczyniku przewodzenia ciepła 0.035 W/(m K), przy temperaturze
nośnika ciepła 100 oC.
130
90.00
80.00
70.00
60.00
50.00
40.00
30.00
20.00
10.00
0.00
0.0
20.0
40.0
60.0
80.0
100.0
120.0
140.0
dins
Rys. 6.26. Zależność strumienia traconego ciepła od grubości izolacji cieplnej
o współczyniku przewodzenia ciepła 0.035 W/(m K), (DN50, tw=100 oC)
Polskie przepisy [55] podają zasady doboru izolacji cieplnej w instalacjach ogrzewania i
ciepłej wody w budynkach. Grubość izolacji powinna być w przybliżeniu równa średnicy
wewnętrznej przewodu, przy współczynniku przewodzenia ciepła izolacji równym
0.035 W/(m K). W rozporządzeniu nie jest zróżnicowana grubość izolacji cieplnej w
przewodzie zasilającym i powrotnym. Węzeł cieplny nie jest częścią instalacji wewnętrznej, a
więc zasady podane w [55] nie muszą być respektowane. Materiałem pomocniczym przy
projektowaniu
grubości
izolacji
w
węzłach
ciepłowniczych
może
być
norma
(niezharmonizowana, a więc nieobowiązująca) PN-B-02421:2000 ”Ogrzewnictwo i
ciepłownictwo. Izolacja cieplna przewodów, armatury i urządzeń. Wymagania.” [46]. Podano
w niej wymagania dotyczące grubości izolacji w sieciach ciepłowniczych. Przy temperaturze
przesyłanego czynnika niższej niż 135 oC (odpowiada to warunkom panującym w przewodzie
zasilającym obwodów pierwotnych węzła cieplnego) grubość izolacji jest mniejsza niż podają
przepisy rozporządzenia [55] w odniesieniu do instalacji ogrzewania o niższej temperaturze
nośnika ciepła. grubość izolacji, np. przy średnicy nominalnej DN50 grubość izolacji wynosi
40 mm, podczas gdy zgodnie z [55] powinna wynosić 50 mm. Dane prezentuje tabela 6.10.
Autor byłby skłonny raczej do przyjęcia zasad podanych w [55] niż ustaleń normy PN-B02421:2000 [46].
131
Tabela 6.10. Minimalna grubość warstwy izolacji właściwej na
przewodach sieci ciepłowniczych w podziemnych
kanałach nieprzechodnich i w budynkach (wg PN-B-02421) [46]
Dnom
Grubość obliczeniowej warstwy izolacji [mm] przy
temperaturze przesyłanego czynnika
o
[mm]
do 60 C
95 oC
135 oC
150 oC
200 oC
15
20
30
35
45
≤ 20
25
15
20
30
35
45
32
15
25
35
40
50
40
15
25
40
40
50
50
20
25
40
45
60
65
20
30
45
50
60
80
25
35
50
55
65
100
25
40
55
60
75
125
30
45
60
65
80
150
35
45
65
70
90
200
40
50
70
75
90
250
40
55
75
80
95
W normie PN EN ISO 12241 „Izolacja cieplna wyposażenia budynków i instalacji
przemysłowych - Zasady obliczania” [47] są podane jedynie procedury obliczeniowe i
generalne zasady projektowania izolacji cieplnej. Norma nie zawiera wytycznych
przyjmowania grubości izolacji. Temperatura powierzchni izolacji nie jest dobrym
wskaźnikiem oceny jakości izolacji – zmienia się w niewielkim stopniu w zależności od
grubości warstw i oporu przewodzenia ciepła. Bardziej miarodajnym wskaźnikiem do oceny
jakości izolacji jest liniowy strumień ciepła tracony przez jednostkę długości przewodu.
Liniowy współczynnik przenikania ciepła w przewodzie z izolacją cieplną można obliczyć z
wzoru (1.41) podanego w rozdziale 1. Do obliczenia współczynnika przejmowania ciepła
można założyć przeciętną prędkość wody w przewodzie 0.5 m/s. Współczynnik
przejmowania ciepła po stronie otoczenia zewnętrznego przyjęto równy 8 W/(m2 K). Straty
ciepła określono przy temperaturze wody w przewodzie zasilającym 120 oC, w przewodzie
powrotnym 65 oC, w instalacji – odpowiednio 70 oC i 50 oC. Przeciętne wartości temperatury
w sezonie grzewczym i w roku będą niższe. W tabeli 6.11. podano proponowaną grubość
izolacji w obwodach pierwotnych i wtórnych węzła cieplnego (w przewodzie zasilającym i
powrotnym), przy współczynniku przewodzenia ciepła 0.035 W/(m K). Grubość izolacji w
obwodach wtórnych będzie odpowiadała wymaganiom [55] jak dla instalacji wewnętrznych
w budynkach. W tabeli 6.11. podano także wielkość strumienia ciepła traconego przez
przewód o długości 1 m. (przy temperaturze otoczenia 20 oC). Przy innej wartości
współczynnika przewodzenia ciepła należy dokonać przeliczenia grubości izolacji, zakładając
ten sam strumień traconego ciepła.
132
Tabela 6.11. Zalecana grubość izolacji przewodów w węzłach cieplnych (propozycja autora)
DN
di
tins
Ul
Φ120
Φ65
Φ70
Φ50
[mm]
[mm] [mm] [W/(m K)] [W/m] [W/m] [W/m] [W/m]
20
21.7
20.0
0.36
35.58 16.01 17.79 10.67
25
28.5
20.0
0.41
41.40 18.63 20.70 12.42
32
37.2
30.0
0.38
37.53 16.89 18.77 11.26
40
43.1
40.0
0.34
34.28 15.42 17.14 10.28
50
54.5
50.0
0.34
34.46 15.51 17.23 10.34
65
70.3
60.0
0.36
35.74 16.08 17.87 10.72
80
82.5
80.0
0.33
33.05 14.87 16.52 9.91
100
107.1 100.0
0.34
33.74 15.18 16.87 10.12
125
132.5 100.0
0.38
38.39 17.27 19.19 11.52
150
160.3 100.0
0.44
43.53 19.59 21.77 13.06
tins–grubość izolacji,
Ul – liniowy współczynnik przenikania ciepła,
Φxx – jednostkowy strumień strat ciepła w przewodzie przy temperaturze nośnika ciepła,
Wartości liniowego współczynnika przenikania ciepła izolowanego przewodu o każdej
średnicy są do siebie zbliżone.
Wymienniki ciepła są fabrycznie izolowane. Większość pomp obiegowych ma również
izolację cieplną. Nieizolowany zawór traci do otoczenia ciepło równe w przybliżeniu ciepłu
traconemu przez 5÷20 m izolowanego przewodu cieplnego (patrz rys. 6.24, także [10]).
Zawory i filtry nie mają zwykle izolacji fabrycznej. Są na rynku jednak dostępne kształtki
izolacyjne dostosowane do wymiarów armatury. W miejscach zamocowania przewodów i
armatury mogą wystąpić „mostki cieplne”. Przy montażu urządzeń należy, w miarę
możliwości ograniczyć ich wpływ, np. przez zastosowanie podkładek do wsporników i obejm
z materiału o mniejszym współczynniku przewodzenia ciepła. W przeciętnym węźle
cieplnym łączne straty ciepła w szczytowych warunkach zasilania można oszacować na
400÷700 W, co przy mocy węzła 100 kW nie stanowi więcej niż 0.7%. Odpowiada to
sprawności transformacji ciepła równej 99.3%. W przeciętnych warunkach eksploatacji w
sezonie grzewczym poziom strat może być niższy, natomiast w okresie lata, ze względu na
niewielką moc do przygotowania ciepłej wody, względne straty ciepła mogą być wyższe.
133
7. DOBÓR ELEMENTÓW POMIAROWYCH I AUTOMATYCZNEJ REGULACJI W
WĘŹLE CIEPLNYM
Prawidłowy dobór elementów węzła cieplnego, takich jak wymienniki, pompy, średnice
przewodów, jest warunkiem koniecznym funkcjonowania węzła. Dostosowanie działania
węzła do zmiennych warunków obciążenia, prowadzące do optymalizacji zużycia ciepła i
energii, wymaga prawidłowego doboru elementów automatycznej regulacji w obwodach
ogrzewania, wentylacji, przygotowania ciepłej wody i technologii.
Jednym z zadań węzła cieplnego jest pomiar parametrów operacyjnych i zużycia ciepła,
innym – regulacja parametrów operacyjnych węzła. Pierwszy cel realizują elementy
pomiarowe, drugi – elementy automatycznej regulacji. W tym celu węzeł cieplny powinien
być wyposażony w elementy układów pomiarowych: czujniki, przetworniki, rejestratory,
urządzenia zasilające oraz w elementy automatycznej regulacji: zawory regulacyjne, czujniki,
przetworniki, napędy, urządzenia zasilające i pomocnicze. Niektóre z elementów
pomiarowych są obligatoryjne, np. ciepłomierze, inne mogą być wymagane przez
Przedsiębiorstwa Ciepłownicze. Wymagania niewynikające z przepisów powinny być
wyspecyfikowane w formie załącznika do warunków przyłączenia do sieci ciepłowniczej.
Pomiary wielkości fizycznych (parametrów) mogą być:
•
bezpośrednie – wykorzystujące zjawiska fizyczne zachodzące w płynach do
przesyłania sygnału i do wywołania ruchu elementów mechanicznych, np.
zjawisko rozszerzalności cieplnej płynów,
•
pośrednie – wykorzystujące zjawiska fizyczne do przetwarzania sygnałów, np.
zjawisko przewodności cieplnej do zmiany oporności elementów przewodników
elektrycznych.
Sygnały elektryczne mogą mieć postać prądu (natężenia prądu), napięcia elektrycznego lub
częstotliwości prądu przemiennego. W technice pomiarowej i automatycznej regulacji są
wykorzystywane następujące standardy sygnałów elektrycznych: 0..20 mA, 4..20 mA,
0..10 V, 2-10 V, 0..50 (60) Hz, sygnał 3-punktowy. Zmiana sygnału może być proporcjonalna
do zmiany wielkości fizycznej, może także być bardziej złożona. W technice pomiarów i
automatyczne regulacji wprowadza się oznaczenia literowe (kody), składające się z sekwencji
znaków [59].
Pierwsza litera oznacza mierzony parametr (wielkość fizyczną):
P – ciśnienie,
134
T – temperatura,
F – strumień objętości (przepływ),
Q – ciepło,
L – poziom (np. poziom napełnienia zbiornika).
Druga litera oznacza następujące funkcje:
D – różnica,
F – iloraz,
Q – całkowanie lub sumowanie (zliczanie).
Trzecia litera (i następne) oznacza:
A – sygnalizacja,
B – informacja o stanie,
C – sterowanie automatyczne,
E – czujnik,
H – wartość największa,
I – wskazanie, pomiar miejscowy bezpośredni,
L – wartość najmniejsza,
N– rezerwa,
Q – całkowanie lub sumowanie,
R – rejestracja,
S – przełączanie,
T – przetwarzanie, przekazywanie sygnałów,
U – działanie wielofunkcyjne,
V – zawór, siłownik, element nastawczy,
X – inne działania,
Y – elementy liczące, przekaźniki,
Z – działanie awaryjne, blokada.
Przykładowe oznaczenia:
PI – wskazanie (bezpośredni pomiar) ciśnienia,
TI – wskazanie (bezpośredni pomiar) temperatury,
TC – automatyczna regulacja temperatury,
135
LIAHL – bezpośredni pomiar poziomu + sygnalizacja najniższego i najwyższego poziomu
(np. cieczy lub ciał sypkich),
FQ – sumowanie objętości (całkowanie strumienia objętości w czasie),
QQ – sumowanie zużycia ciepła.
Zastosowanie kodów pozwala na precyzyjne podanie informacji o realizowanych
funkcjach urządzeń pomiarowych i automatycznej regulacji.
7.1. Pomiar temperatury – dobór czujników pomiarowych
W węzłach cieplnych temperatura wody powinna być mierzona we wszystkich
charakterystycznych punktach: w przewodach zasilających i powrotnych obwodów
pierwotnych i wtórnych. Miejsca bezpośredniego pomiaru temperatury pokazano na
schematach ideowych węzłów cieplnych w rozdziale 2.Obecnie coraz rzadziej są stosowane
termometry szklane (rtęciowe lub z innych czynnikiem) – zastępują je termometry tarczowe,
czasem połączone z manometrami lub elektroniczne. Montaż termometrów w punktach, gdzie
temperatura jest mierzona przez przyrządy o działaniu pośrednim (np. przez ciepłomierz lub
czujniki układów automatycznej regulacji) ma charakter kontrolny. Zakres pomiarowy
termometrów do pomiaru temperatury wody w węzłach cieplnych to najczęściej 0..150 oC w
obwodzie pierwotnym (w przewodzie zasilającym i powrotnym) oraz 0..100 oC w obwodzie
wtórnym.
Czujniki temperatury są elementami układów automatycznej regulacji. Temperatura
wody jest regulowana w obwodzie instalacyjnym ogrzewania, wentylacji i technologii oraz w
obwodzie przygotowania ciepłej wody. Dokładność i parametry dynamiczne (stała czasowa)
są dobrane odpowiednio do cech dynamicznych obiektów regulacji. Standardem Danfoss jest
czujnik rezystancyjny Pt1000 o oporze 1000 Ω w temperaturze 0 oC. Zmiana oporu
elektrycznego jest przetwarzana w sygnał kierowany do regulatora w celu dokonania kontroli
uchybu regulacji i przeprowadzenia akcji elementu wykonawczego, np. zaworu regulacyjnego
z siłownikiem. Powierzchniowy czujnik temperatury wody ESM-11 jest przeznaczony do
pomiaru temperatury w metalowych (stal, miedź), przewodzących ciepło przewodach o
średnicy do DN50. Zakres pomiarowy: 0..100 oC, stała czasowa: 3s. Przy większej średnicy i
przy pomiarze temperatury wody w zbiornikach ma zastosowanie czujnik zanurzeniowy
ESMU 100/250 (zakres pomiarowy: 0..140 oC, stała czasowa: 2s). Mała stała czasowa jest
szczególnie wymagana w układzie przygotowania ciepłej wody.
136
W układzie regulacji temperatury w obwodach wtórnych ogrzewania i wentylacji
realizowana jest pętla tzw. kompensacji pogodowej: temperatura wody zasilającej jest
kształtowana w funkcji temperatury powietrza zewnętrznego. Do pomiaru temperatury
powietrza zewnętrznego służy czujnik ESMT, o zakresie pomiarowym -50..+50 oC i stałej
czasowej 8 minut. Wartość rzeczywistej temperatury powietrza zewnętrznego może być bazą
do wyznaczenia tłumionej temperatury powietrza zewnętrznego (patrz podrozdział 7.8.).
7.2. Pomiar ciśnienia
Ciśnienie wody w przewodach węzła cieplnego jest mierzone w charakterystycznych
punktach: w przewodzie zasilającym i powrotnym w module przyłączeniowym, przed i za
urządzeniami o znacznej stracie ciśnienia, przed i za urządzeniami automatycznej regulacji
różnicy ciśnienia i przepływu, w pobliżu naczyń wzbiorczych i zaworów bezpieczeństwa.
Lokalizację manometrów pokazano na schematach ideowych węzła cieplnego w rozdziale 2.
Zakres
pomiarowy
manometrów
powinien
maksymalnego w obwodach. W obwodzie sieciowym
0..16 bar,
odpowiadać
wartości
ciśnienia
przyjmuje się najczęściej zakres
wyjątkowo 0..25 bar, w obwodach wtórnych 0..6 bar lub 0..9 bar, np. jeżeli
ciśnienie maksymalne w instalacji jest równe 6 bar. Czujniki ciśnienia mogą być stosowane
w przypadku monitoringu węzła cieplnego albo przy konieczności zdalnego przesyłu sygnału
ciśnienia (różnicy ciśnienia), np. do sterowania działaniem pomp sieciowych w źródle ciepła.
Przesłanie sygnału może następować drogą radiową (niewielki zasięg), za pośrednictwem
protokołów telefonii komórkowej lub siecią komputerową (Internet). Przy przewodowej
transmisji danych mogą być wykorzystane przewody sygnałowe preizolowanych sieci
ciepłowniczych.
7.3. Pomiar objętości i strumienia objętości
Pomiar objętości wody jest prowadzony w celu rozliczeń ubytków wody w instalacji.
Wodomierz zamontowany w przewodzie uzupełniającym mierzy objętość wody sieciowej
wprowadzonej do instalacji wewnętrznej. Nie ma potrzeby pomiaru strumienia objętości.
Typowy zakres pomiarowy przepływomierza w przewodach uzupełniania to 1.5 m3/h. Innym
miejscem pomiaru objętości wody jest przewód wody zimnej – jest mierzona objętość wody
zimnej kierowanej do sekcji przygotowania ciepłej wody. Ten pomiar może służyć do
rozliczeń wewnętrznych administratora budynku z mieszkańcami. Zakres pomiarowy
wodomierza ciepłej wody powinien odpowiadać chwilowej wartości zapotrzebowania na
137
ciepłą wodę q, określonemu zgodnie z PN-EN 806 [41]. Pomiar może także być pomocny
przy oszacowaniu efektywności działania systemu przygotowania ciepłej wody w budynku.
Ciepło zmierzone w ciepłomierzu w okresie lata pozwala na obliczenie zużycia ciepła do
przygotowania 1 m3 ciepłej wody.
Wodomierz dobiera się stosownie do maksymalnego strumienia objętości cieczy w
obwodzie. Parametrem charakterystycznym wodomierza jest przepływ nominalny (nominalny
strumień objętości) Qn. Przepływ nominalny powinien być większy niż maksymalny strumień
objętości cieczy. W krótkich okresach czasu wartość zakresu nominalnego może być
przekroczona, nie więcej jednak niż do dwukrotnej wartości Qn. Przy doborze wodomierza
należy zwrócić uwagę na ciśnienie nominalne i temperaturę pracy, które powinny odpowiadać
warunkom panującym w odpowiednich obwodach węzła cieplnego. Do doboru wodomierza
w przewodzie wody zimnej można przyjąć PN6 i 20 oC, w przewodzie układu uzupełniania
PN16 i 90 oC. Wodomierze do pomiaru wody o podwyższonej temperaturze mają przeważnie
kolor czerwony. W węzłach cieplnych rzadko stosuje się wodomierze ze zdalnym
przekazaniem wskazań – mogą być jednak wymagane przez Przedsiębiorstwo Ciepłownicze.
Wodomierze wyposażone w impulsatory mogą być wpinane przez impulsowe moduły
wejściowe do ciepłomierzy, które obliczają zużycie wody w odpowiednich rejestrach.
Rejestry te mogą być wtedy odczytywane przy odczycie ciepłomierzy, manualnie albo
automatycznie za pośrednictwem systemów telemetrii. Niektóre aplikacje kluczy regulatorów
pogodowych Danfoss ECL 210, 310 umożliwiają podłączenie poprzez wejście czujnikowe
(sygnał impulsowy proporcjonalny do przepływu) wodomierza do pomiaru zużycia zimnej
wody kierowanej do sekcji podgrzewania ciepłej wody. Wodomierze wymagają okresowej
legalizacji.
7.4. Pomiar ciepła
Pomiar zużycia ciepła jest podstawowym pomiarem służącym do rozliczeń między
dostawcą i odbiorcą ciepła. Do tego celu służy główny ciepłomierz, zamontowany w
obwodzie przyłączeniowym węzła cieplnego. Jest on własnością Przedsiębiorstwa
Ciepłowniczego nawet, jeśli pozostałe części węzła należą do administratora budynku.
Ciepłomierz wymaga okresowej legalizacji (co 5 lat).
Drugi ciepłomierz instaluje się zwykle w obwodzie pierwotnym ogrzewania (wentylacji,
technologii). Przedsiębiorstwo Ciepłownicze może wymagać montażu ciepłomierza również
w obwodzie pierwotnym przygotowania ciepłej wody. Z uwagi jednak na dużą
138
nierównomierność dobową zapotrzebowania na moc cieplną do przygotowania ciepłej wody
pomiar zużycia ciepła w tym obwodzie może być obarczony dość dużym błędem. Zwykle
wystarczy zamontować ciepłomierze w obwodach ogrzewania (wentylacji, technologii), a
zużycie ciepła do celów przygotowania ciepłej wody obliczać jako różnicę wskazań
ciepłomierza głównego i pozostałych.
Ciepłomierz składa się z 3 części: przepływomierza (przetwornika przepływu), pary
czujników temperatury oraz układu pomiarowego (przelicznika). Małe ciepłomierze mogą
mieć zblokowaną budowę „compact”. Obecnie w węzłach cieplnych mają zastosowanie
jedynie przepływomierze (przetworniki przepływu) ultradźwiękowe, np. Sonometer 1100
Danfoss. Mają znacznie większą trwałość i dokładność pomiaru niż przepływomierze
wirnikowe, nie są też wrażliwe na zanieczyszczenia unoszące się w wodzie. Przepływomierzprzetwornik przepływu może być instalowany w przewodzie powrotnym lub zasilającym.
Jeśli nie ma specjalnych wymagań Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego, preferowana jest
instalacja w przewodzie powrotnym, gdzie panuje niższa temperatura. Na rys. 7.1. pokazano
schemat pomiaru ciepła. Przepływomierz jest zainstalowany w przewodzie powrotnym sieci
ciepłowniczej. Jeden z czujników temperatury wody może znajdować się wewnątrz
przepływomierza (do 2.5 m3/h). W urządzeniach o większym przepływie nominalnym
czujniki są montowane w przewodach. Podstawowym parametrem doboru przepływomierza
jest nominalny zakres przepływu, oznaczany przez producenta jako qp (czasem jako qn).
Większość mierników przepływu ma 2. klasę pomiarową (największy błąd nie przekracza 2%
nominalnego zakresu przepływu.
Rys. 7.1. Schemat pomiaru ciepła [60]
Poniżej podano kilka charakterystycznych danych ciepłomierza Sonometer 1100:
- Zakres dynamiczny pomiaru qmin/qn 1 : 250 (2. klasa.),
- Bateria litowa 12 lat, zasilanie 230 V AC albo 24 V AC,
- Połączenie kołnierzowe lub gwintowane (PN 16/25)
- Zakres temperatury 5÷130/150 °C.
139
Podstawowe dane ciepłomierza zawiera tabela 7.1.
Tabela 7.1. Podstawowe dane ciepłomierza (SonometerTM1100 Danfoss) [60]
Strata ciśnienia w przepływomierzu jest w tabeli podana przy przepływie nominalnym
qp. Współczynnik przepływu można obliczyć z zależności:
Kvs =
1
qp
∆p(qp)
gdzie:
Kvs– współczynnik przepływu przepływomierza, m3/h,
qp – nominalny zakres przepływu (przepływ nominalny – nominalny strumień objętości
cieczy), m3/h,
∆p(qp) – strata ciśnienia przy przepływie nominalnym, bar.
W katalogu może być podany bezpośrednio współczynnik przepływu Kvs.
Układ liczący ciepłomierza najczęściej wyświetla następujące dane:
- sumę zużycia ciepła,
- moc chwilową,
- strumień objętości wody,
- objętość wody,
- temperaturę zasilania,
- temperaturę powrotu,
- różnicę temperatury,
- czas,
- stan baterii.
140
(7.1)
Ciepłomierz z przepływomierzem może dodatkowo pełnić rolę czujnika przepływu lub
zużycia ciepła w układzie regulacji, w celu ograniczenia przepływu lub ograniczenia mocy,
np. w regulatorze pogodowym ECL Comfort 210, 310 Danfoss. Podłączenie ciepłomierza
może być wykonane przez układ impulsowy w regulatorze ECL 210 lub przez interfejs MBus w regulatorze ECL 310.
Regulator ECL 310 z podłączonym przez złącze M-Bus
ciepłomierzem może pełnić rolę prostego koncentratora podstawowych danych z ciepłomierza
i przesyłać je do systemu zdalnego nadzoru i sterowania (SCADA), np. ECL Portal. Więcej
informacji można uzyskać w Dziale Technicznym Danfoss. W regulatorach pogodowych
ECL Comfort 210, 310 funkcja ograniczenia przepływu lub ograniczenia mocy działa w
całym sezonie grzewczym i przez cały czas działania regulacji ciepłej wody. W obiegu
ogrzewania można ustawić zmienny próg ograniczenia mocy cieplnej, zależny od temperatury
zewnętrznej, a w przypadku ciepłej wody jako wartość stałą. Ogranicznik przepływu lub
mocy ma w regulatorze najwyższy priorytet, realizuje typ regulacji PI (proporcjonalnocałkujący) i oddziałuje na wartość regulowanej temperatury zasilania (ogrzewania lub ciepłej
wody), zgodnie z wprowadzonymi ustawieniami przez użytkownika, np. Przedsiębiorstwo
Ciepłownicze.
Funkcja ograniczenia przepływu/mocy w regulatorze pogodowym ECL w połączeniu z
ciepłomierzem (z ustawialnym pasmem proporcjonalności i czasem całkowania) jest
alternatywnym rozwiązaniem zastępującym klasyczny ogranicznik przepływu/regulator
przepływu bezpośredniego działania (działanie tylko proporcjonalne ze stałym do danej
wielkości pasmem proporcjonalności).
7.5. Dobór zaworów regulacji temperatury
Zawory regulacji temperatury w obwodach pierwotnych węzła cieplnego mają za
zadanie zapewnienie właściwej temperatury wody w obwodach wtórnych. Ich działanie w
pośredni sposób pozwala na dostosowanie mocy cieplnej węzła cieplnego do aktualnej
wielkości zapotrzebowania na moc cieplną. Układ regulacji ogrzewania w węźle cieplnym
współpracuje z elementami regulacji w instalacji wewnętrznej – zaworami termostatycznymi
przy grzejnikach. Wskutek działania zaworów termostatycznych będzie się zmieniać strumień
masy i temperatura wody powrotnej w instalacji ogrzewania. Zadaniem układu regulacji w
węźle cieplnym jest dostosowanie strumienia masy wody sieciowej (w obwodzie
pierwotnym) do wymaganej mocy cieplnej instalacji wewnętrznej. Zmiana strumienia masy
141
wody w obwodzie pierwotnym powoduje zmianę temperatury wody powracającej do sieci
ciepłowniczej.
W wymiennikowych węzłach cieplnych mają zastosowanie dwudrogowe zawory
regulacyjne (dwa króćce). Trójdrogowe zawory (mieszające lub rozdzielające) mogą być
stosowane w węzłach zmieszania pompowego.
Podstawowym parametrem charakteryzującym zawór pod względem hydraulicznym jest
współczynnik przepływu Kvs. Jego wartość jest podana w katalogu. Kryterium doboru zaworu
regulacyjnego jest autorytet A, określony jako:
A=
∆ pv
∆ptot
(7.2)
gdzie:
A – autorytet zaworu,
∆pv – strata ciśnienia przy przepływie przez zawór (przy pełnym otwarciu),
∆ptot – całkowita strata ciśnienia w obwodzie regulowanym (z uwzględnieniem zaworu
regulacyjnego).
Autorytet zaworu regulacyjnego powinien się mieścić w przedziale 0.3÷0.7 [20, 65, 70].
Optymalną wartością jest 0.5. Najwłaściwszą charakterystyką zaworu regulacyjnego (w
układzie skok-przepływ) jest charakterystyka logarytmiczna (stałoprocentowa, wykładnicza),
przy której złożenie charakterystyki przepływowej zaworu i charakterystyki cieplnej
wymiennika ciepła (w układzie przepływ-moc cieplna) zapewnia liniową (proporcjonalną)
charakterystykę
w
układzie
zmiennych:
skok-moc
cieplna
(patrz
charakterystyki
wymienników opisane w rozdziale 1.). W przypadku zaworu regulacyjnego o zbyt małym
autorytecie następuje zniekształcenie charakterystyki obwodu regulacyjnego (skok-przepływ)
ze względu na obecność elementów o charakterystyce kwadratowej (strata ciśnienia w
wymienniku ciepła, przewodach i elementach armatury jest w przybliżeniu proporcjonalna do
drugiej potęgi przepływu). Zawór taki będzie zajmował położenia bliskie całkowitemu
zamknięciu, co wprowadza układ regulacyjny w obszar niestabilności.
Zawór regulacyjny o zbyt dużym autorytecie będzie miał właściwą charakterystykę do
współpracy z wymiennikiem ciepła, ale będzie generował dużą stratę ciśnienia, co wymaga
odpowiednio dużej dyspozycyjnej różnicy ciśnienia w węźle cieplnym. W zaworze
regulacyjnym o zbyt małym autorytecie, przy niewielkim pełnym skoku zaworu, może
wystąpić trudność w ustaleniu czasu przejścia (czas, jaki odpowiada przesunięciu trzpienia od
142
pełnego otwarcia do zamknięcia zaworu) i czasu trwania jednostkowego impulsu, jeśli będą
zastosowane napędy trójpunktowe (AMV). Niewielkie przesunięcie grzyba zaworu może
spowodować zbyt dużą zmianę strumienia objętości nośnika ciepła i zbyt dużą zmianę
wielkości regulowanej, np. temperatury ciepłej wody. Powoduje to efekt astatycznej regulacji
zwany „polowaniem” (hunting). Obydwa przypadki: zbyt małego lub zbyt dużego autorytetu
prowadzą do niepożądanych stanów eksploatacyjnych i mogą być przyczyną przedwczesnego
zużycia zaworów i mechanizmów. Niektóre zawory regulacyjne, np. nowe zawory VM2 i
VB2 Danfoss, mogą mieć charakterystykę kombinowaną (split) – liniową o dwu kątach
nachylenia charakterystyki. Przy niższym (do 30%) stopniu otwarcia charakterystyka jest
bardzo zbliżona do charakterystyki logarytmicznej (wykładniczej), przy większym stopniu
otwarcia zbliża się do charakterystyki liniowej. Pozwala to na dużą precyzję regulacji przy
małym strumieniu objętości i zapewnia właściwą reakcję zaworu na szybkie zmiany
zapotrzebowania na ciepłą wodę. Zawory regulacyjne mogą być montowane przy użyciu
połączeń kołnierzowych lub gwintowanych o odpowiedniej odporności na warunki ciśnienia i
temperatury. Sposób połączenia zaworów może narzucić Przedsiębiorstwo Ciepłownicze.
Zawory regulacyjne Danfoss mają charakterystyki dostosowane do charakterystyki
wymienników ciepła i obwodów regulowanych. Autorytet zaworów, zwłaszcza w obwodzie
przygotowania powinien być jak najwyższy, aby uniknąć oscylacji ciśnienia. Rys. 7.2.
ilustruje typowe bezwymiarowe charakterystyki zaworów regulacyjnych przy różnym profilu:
liniowym, split i wykładniczym.
1
względne kv
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
0
0
0,1
0,2
0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
względny stopień otwarcia zaworu
1
Rys. 7.2. Typowe bezwymiarowe charakterystyki zaworów regulacyjnych [60],
liniowa, split i wykładnicza
143
Skutki doboru zaworu regulacyjnego o zbyt małym autorytecie pokazano na rys. 7.3.,
gdzie zaprezentowano wypadkową charakterystykę obwodu regulowanego (przewody z
armaturą, wymiennik ciepła, zawór regulacyjny) przy różnej wartości autorytetu zaworu
(opracowanie własne).
1,00
V/Vo
0,80
A=0.50
0,60
A=0.70
A=0.30
A=0.10
A=0.90
0,40
zawór
A=0.10
A=0.30
0,20
zawór
A=0.50
A=0.70
A=0.90
0,00
0,00
0,20
0,40
0,60
0,80
1,00
h/ho
Rys. 7.3. Wypadkowa charakterystyka przepływowa obwodu regulacyjnego: względny stopień otwarcia zaworuwzględny strumień objętości przy różnej wartości autorytetu zaworu regulacyjnego (opracowanie autora)
Jak widać na rysunku, przy autorytecie mniejszym niż 0.3 wypadkowa charakterystyka
obwodu regulowanego znacznie się różni od charakterystyki zaworu (A=1). Dobór zaworu o
właściwym autorytecie jest niezmiernie ważny – decyduje o prawidłowym funkcjonowaniu
obwodów regulowanych i przesądza o trwałości napędu zaworu. Na stronie internetowej
www.ogrzewanie.danfoss.pl znajduje się program doboru zaworów regulacyjnych wraz z
napędem (siłownikiem). Na rys. 7.4. pokazano przykład doboru zaworu regulacji temperatury.
144
Rys. 7.4. Przykład doboru zaworu regulacyjnego za pomocą programu doboru DVS na stronie
www.ogrzewanie.danfoss.pl
Całkowita strata ciśnienia w obwodzie regulowanym) jest obliczana z wzoru:
∆ p tot = ∆ p HE + ∆ p p + ∆ p ST + ∆ p HM + ∆ p v
(7.3)
gdzie:
∆ptot – całkowita strata ciśnienia w obwodzie regulowanym,.
∆pHE – strata ciśnienia w wymienniku ciepła,
∆pp – strata ciśnienia w przewodach (liniowa i miejscowa) obwodu,
∆pST – strata ciśnienia w filtrach (jeśli występują w obwodzie),
∆pHM – strata ciśnienia w ciepłomierzu (jeśli występuje w obwodzie),
∆pv – strata ciśnienia w zaworze (przy pełnym otwarciu).
Straty ciśnienia są określane w oparciu o zasady podane w rozdziale 5.
145
W tabeli 7.2. pokazano najważniejsze parametry zaworów regulacyjnych. Są to: średnica
nominalna (połączenia), skok (przy pełnym otwarciu), zakres regulacji, zakres temperatury
pracy i ciśnienie nominalne. Ważnym parametrem zaworu regulacyjnego jest współczynnik
kawitacji „z”. Z uwagi na niewielką stratę ciśnienia w zaworach regulacji temperatury ma on
mniejsze znaczenie, ma natomiast zasadnicze znaczenie przy doborze zaworu regulacji
różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu. Zostanie to omówione w dalszych
podrozdziałach. Zakres regulacji jest stosunkiem maksymalnego i minimalnego strumienia
objętości (w warunkach stałego spadku ciśnienia), przy którym zawór zachowuje zdolności
regulacji. Tabela prezentuje jedynie część szeregu – są dostępne zawory o większej średnicy i
współczynniku przepływu.
Maksymalna różnica ciśnienia przy zamknięciu zaworu wynosi 16 bar – odpowiada to
warunkom panującym w sieciach ciepłowniczych.
Tabela 7.1. Wybrane dane techniczne zaworów regulacyjnych [60]
146
Zawory regulacyjne są wyposażone w napędy zasilane elektrycznie. Sygnał sterujący
może mieć postać natężenia prądu, np. 0..20 mA (4..20 mA) albo napięcia 0..10 V (2..10 V).
W siłownikach Danfoss AME sterowanych sygnałem analogowym istnieje możliwość
ustawienia rodzaju sygnału (prąd, napięcie), charakterystyki wznoszącej lub opadającej skoku
grzybka od wartości sygnału oraz początkowej wartości sygnału skutecznego (0 lub 2V albo
0 lub 4 mA). Sygnał sterujący napędem zaworu najczęściej zmienia się stosownie do modelu
regulacji PI (proporcjonalno-całkującego) przyjętego w regulatorze W tym modelu regulacji
prędkość zmiany wielkości wyjściowej (sygnału sterującego napędem) jest wprost
proporcjonalna (ze współczynnikiem wzmocnienia) do zmiany (skokowej) wielkości
regulowanej, np. temperatury wody. Model (typ) regulacji PI uzyskuje się np. w cyfrowym
trójstawnym regulatorze krokowym o właściwościach proporcjonalno-całkujących, takim jak
ECL Comfort 210, 310 Danfoss. Na wyjściu regulatora może być sygnał -1, 0, +1 i wtedy jest
on wykorzystany do sterowania zespołów wykonawczych wyposażonych w siłowniki
nawrotne - siłowniki AMV sterowane sygnałem trzypunktowym o wartości napięcia zasilania.
Trzy stany na wyjściu regulatora odpowiadają wówczas ruchowi silnika w jednym i drugim
kierunku oraz stanowi spoczynku. Regulatory te w pętli sprzężenia zwrotnego mają człon o
właściwościach PI. Przebieg wielkości wyjściowej w tych regulatorach ma charakter quasiciągły. Charakterystyka skokowa tego regulatora ma przebieg zbliżony do charakterystyki
regulatora o działaniu ciągłym. Odpowiedzią proporcjonalną takiego regulatora jest
początkowy czas trwania sygnału wyjściowego (napięcia zasilania siłownika do ruchu w
jednym kierunku), którego iloraz w stosunku do czasu przejścia jest w takiej samej proporcji
jak iloraz uchybu regulacji do pasma (zakresu) proporcjonalności. Kolejne impulsy, przez
ustalenie proporcji czasu trwania i przerwy, odwzorowują składową odpowiedzi pochodzącą
od członu całkującego.
Zasilanie napędu musi być dopasowane do napięcia sterującego wysyłanego z
regulatora. Przesunięcie napędu musi być dostosowane do skoku zaworu regulacyjnego.
Napęd
może
być
bezpieczeństwa),
dodatkowo
powodującą
wyposażony
zamkniecie
w
sprężynę
powrotną
(tzw.
zaworu
przy
przekroczeniu
funkcja
granicznych
parametrów operacyjnych, np. przy „przebiciu” wymiennika. Sytuacje takie zdarzają się
niezwykle rzadko, ale Przedsiębiorstwo Ciepłownicze może narzucić konieczność montażu
zaworu regulacyjnego ze sprężyną powrotną. Funkcja awaryjnego zamknięcia wymaga
zastosowania dodatkowych czujników temperatury (STB, STW). W tabeli 7.2. podano
147
wybrane dane techniczne napędów AME, choć standardowym rozwiązaniem regulatorach
ECL Comfort Danfoss jest napęd AMV.
Tabela 7.2. Wybrane dane techniczne napędu AME [60]
Szybkość ruchu wrzeciona powinna być duża przy współpracy zaworów regulacyjnych
z układami regulacji o małej bezwładności: wentylacji i przygotowania ciepłej wody.
Innym rodzajem sygnału sterującego jest sygnał napięciowy trójstawny (trójpunktowy).
Napięcie może być dowolne, najczęściej jest to napięcie zasilania 230 VAC lub 24 VAC.
Działanie napędu trójstawnego można opisać matematyczną funkcją trójwartościową:
“0” – brak akcji,
“+1” – akcja w wybranym kierunku (np. otwieranie zaworu),
“-1” – akcja w odwrotnym kierunku (np. zamykanie zaworu).
Po wykonaniu elementarnej akcji układ regulacyjny analizuje wielkość uchybu regulacji, jeśli
się wystarczająco zmienia, akcja nie jest ponawiana, jeśli zmiana uchybu regulacji jest
niewystarczająca, akcja jest ponawiana. Np. wzrost temperatury wody za wymiennikiem
spowoduje ruch napędu zaworu w kierunku zamknięcia, spadek temperatury, w kierunku
otwarcia. W tym typie napędu nie jest istotna prędkość przesuwu napędu, ale elementarna
zmiana skoku zaworu, związana z czasem trwania impulsu przy danej prędkości przesuwu
napędu. Przesunięcie napędu musi być dobrane w taki sposób do układu regulacyjnego, aby
nie wystąpił efekt „polowania”. Napęd trójstawny stosowany w węzłach ciepłowniczych ma
symbol AMV. W tabeli 7.3.zilustrowano podstawowe techniczne dane tego typu napędu.
148
Tabela 7.3. Wybrane dane techniczne napędu AMV[60]
Przy doborze zaworu trójdrogowego, np. w węzłach zmieszania pompowego lub w
obwodach grzewczych instalacji (wtórnych), należy się kierować wielkością założonej straty
ciśnienia przy przepływie nośnika ciepła przez zawór całkowicie otwarty. Autorytet zaworu
trójdrogowego nie ma znaczenia – należy zapewnić równowagę straty ciśnienia
(charakterystyki hydraulicznej) w obwodzie regulowanym i obejściu (w przypadku zaworu
rozdzielającego) albo w obwodzie regulowanym i przewodzie mieszającym (przy zaworze
łączącym). Zapewni to stopień
otwarcia zaworu proporcjonalny do strumienia objętości
nośnika ciepła. Równowagę charakterystyki hydraulicznej można osiągnąć przez montaż
zaworu równoważącego, np. MSVF2 Danfoss. W wymiennikowych węzłach cieplnych
zawory trójdrogowe nie są stosowane.
7.5.1. Dobór zaworu regulacji temperatury w obwodach ogrzewania i wentylacji
Współczesne instalacje ogrzewania są wyposażone w zawory termostatyczne przy
grzejnikach. Zmiana bilansu cieplnego pomieszczenia (zmiana temperatury powietrza
zewnętrznego, występowanie zysków ciepła) powoduje zmianę stopnia otwarcia zaworów
termostatycznych przy grzejnikach. Zmiany temperatury zewnętrznej oddziałują na bilans
cieplny pomieszczenia z dużym opóźnieniem, wewnętrzne i zewnętrzne zyski ciepła- w
krótkim czasie. Zmiana położenia zaworów termostatycznych w budynku powoduje
wypadkową zmianę strumienia masy nośnika ciepła w instalacji wewnętrznej ogrzewania
oraz zmianę temperatury wody dopływającej do wymiennika ciepła. Zadaniem zaworu
regulacyjnego jest dostosowanie strumienia masy wody w obwodzie pierwotnym wymiennika
149
ciepła do zmienionych warunków bilansu cieplnego wymiennika ciepła. Przy przyjętej
powszechnie regulacji nadążnej temperatury wody zasilającej instalację w funkcji
temperatury powietrza zewnętrznego zadaniem układu regulacji jest uzyskanie temperatury
wody za wymiennikiem (zasilającej instalację) zgodnej z wykresem regulacyjnym.
Elementem wprowadzającym bezwładność do pętli regulacji temperatury w instalacji
ogrzewania w obwodzie pierwotnym jest jedynie wymiennik ciepła. Pojemność cieplna
budynku nie stanowi elementu tego bloku regulacji – jest elementem bloku regulacji
temperatury w ogrzewanych pomieszczeniach, realizowanej przez zawory termostatyczne.
Tak więc prędkość działania napędu zaworu nie musi być mała. Uzyskanie dokładnej
regulacji temperatury wody zasilającej wymagałoby „szybkiego” napędu, jednak nie jest to
konieczne ze względu na cechy dynamiczne budynku jako bloku regulacji. Przy znacznej
pojemności cieplnej konstrukcji budynku niedokładna regulacja temperatury zasilania nie
spowoduje
widocznych
skutków
niedotrzymania
temperatury
w
ogrzewanych
pomieszczeniach. Stąd, napęd do układów regulacji temperatury w instalacji ogrzewania
może być wolny.
Na rys. 7.5. pokazano schemat regulacji temperatury w obwodzie ogrzewania.
Rys. 7.5. Schemat układu regulacji temperatury w obwodzie ogrzewania [60]
W instalacjach wentylacyjnych (podgrzewania powietrza do celów wentylacji i
klimatyzacji)
w
układzie
regulacji
temperatury
nie
występuje
żaden
element
bezwładnościowy. Powietrze nie ma dużej pojemności cieplnej, zmiana temperatury
powietrza nawiewanego do pomieszczeń wentylowanych może być odczuwalna w bardzo
150
krótkim czasie (kilka, kilkanaście sekund). Z tego powodu do obwodów wentylacji powinny
być stosowane napędy o krótkim czasie działania. Prędkość przesuwu napędu w katalogach
podawana jest odwrotnie: jako czas przejścia 1 mm drogi, np. 3 s/mm lub 15 s/mm. Pierwszy
napęd jest szybszy. W tabeli 7.4. zestawiono typ napędu (siłownika) odpowiednio do
wielkości zaworów regulacyjnych w obwodzie ogrzewania, w tabeli 7.5. w obwodzie
wentylacji.
Tabela 7.4. Dobór siłowników do zaworów w obwodzie ogrzewania [60]
Typ zaworu
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VB2
VFM2
VB2
VFM2
VB2
VFM2
VFM2
VFM2
VFM2
VFM2
Kvs [m3/h]
0.40
0.63
1.00
1.60
2.50
4.00
6.30
10
16
20
25
32
40
50
63
100
160
250
Typ siłownika
AMV13/230V
AMV13/230V
AMV13/230V
AMV13/230V
AMV13/230V
AMV13/230V
AMV13/230V
AMV23/230V
AMV23/230V
AMV658SD/230V
AMV23/230V
AMV658SD/230V
AMV23/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
Czas przesuwu
[s/mm]
14
14
14
14
14
14
14
15
15
15
15
15
15
15
15
15
15
15
Tabela 7.5. Dobór siłowników do zaworów w obwodzie wentylacji [60]
Typ zaworu
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VB2
VFM2
VB2
VFM2
VB2
VFM2
VFM2
VFM2
VFM2
VFM2
Kvs [m3/h]
0.40
0.63
1.00
1.60
2.50
4.00
6.30
10
16
20
25
32
40
50
63
100
160
250
Typ siłownika
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV658SD/230V
AMV33/230V
AMV658SD/230V
AMV33/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
Czas przesuwu
[s/mm]
3
3
3
3
3
3
3
3
3
4
4
4
3
4
4
4
4
4
151
7.5.1. Dobór zaworu regulacji temperatury w obwodzie przygotowania ciepłej wody
W instalacji przygotowania ciepłej wody prawie nie występuje bezwładność cieplna –
pojemność wodna współcześnie stosowanych wymienników ciepła jest bardzo mała. Dlatego
do zaworu regulacyjnego należy dobrać siłownik (napęd) o dużej prędkości przesuwu
wrzeciona, aby można było uzyskać właściwą jakość regulacji temperatury ciepłej wody. Przy
projektowaniu układu przygotowania ciepłej wody ze stabilizatorem moc cieplna wymiennika
ciepła jest mniejsza niż wynikająca z pokrycia szczytowego zapotrzebowania naciepłą wodę,
wyznaczonego zgodnie z PN-EN 806. Wówczas w czasie szczytowego poboru wody ciepłej
zawór regulacyjny pozostaje w maksymalnym stopniu otwarcia, a w układzie regulacji
występuje stały uchyb regulacji. W węzłach cieplnych z priorytetem ciepłej wody,
realizowanym przez regulatory ECL 210 i ECL 310, zmniejszenie strumienia nośnika ciepła
w obwodzie ogrzewania prowadzi do zmniejszenia uchybu regulacji temperatury ciepłej
wody (patrz 4.5). Na rys. 7.6. pokazano schemat ideowy układu regulacji temperatury ciepłej
wody w węźle cieplnym (łącznie z układem regulacji temperatury w instalacji ogrzewania), w
tabeli 7.6. zestawiono zawory regulacyjne do ciepłej wody z siłownikami.
Rys. 7.6. Schemat ideowy regulacji temperatury ciepłej wody [60]
152
Tabela 7.6. Dobór siłowników do zaworów w obwodzie przygotowania ciepłej wody [60]
Typ zaworu
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VM2
VB2
VFM2
VB2
VFM2
VB2
VFM2
VFM2
VFM2
VFM2
VFM2
Kvs [m3/h]
0.40
0.63
1.00
1.60
2.50
4.00
6.30
10
16
20
25
32
40
50
63
100
160
250
Typ siłownika
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV33/230V
AMV658SD/230V
AMV33/230V
AMV658SD/230V
AMV33/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
AMV658SD/230V
Czas przesuwu
[s/mm]
3
3
3
3
3
3
3
3
3
4
4
4
3
4
4
4
4
4
7.6. Dobór zaworu regulacji różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu
Zadaniem zaworów regulacji temperatury jest zapewnienie właściwych wartości
temperatury w obwodach regulowanych ogrzewania, wentylacji, technologii i przygotowania
ciepłej wody. Obliczenie hydrauliczne obwodów pierwotnych przeprowadza się przy
założeniu odpowiedniej wartości strumienia masy nośnika ciepła w każdym obwodzie.
Strumień masy w obwodzie wspólnym (przyłączeniowym) w węźle bez priorytetu ciepłej
wody jest sumą strumieni masy w poszczególnych obwodach, w węźle z priorytetem ciepłej
wody jest mniejszy. Przyjęcie strumienia masy nośnika ciepła w obwodzie przyłączeniowym
pozwala na wyznaczenie straty ciśnienia w całym węźle cieplnym, tzw. dyspozycyjnej
różnicy ciśnienia. Dyspozycyjna różnica ciśnienia powinna być stała, aby zmiany ciśnienia w
sieci i skutki współdziałania z innymi węzłami nie zakłócały działania węzła cieplnego. W
prawidłowo zaprojektowanym węźle cieplnym istnieje zależność między dyspozycyjną
różnicą ciśnienia a strumieniem masy nośnika ciepła. Utrzymanie stałej dyspozycyjnej
różnicy ciśnienia w obwodach pierwotnych węzła cieplnego jest zadaniem zaworu
regulacyjnego różnicy ciśnienia. Zawory regulacji różnicy ciśnienia mogą pełnić dodatkową
funkcję ograniczenia przepływu. Na rys. 7.7. pokazano budowę zaworu regulacji różnicy
ciśnienia AVP (ze zmienną nastawą różnicy ciśnienia) i AVP-F (ze stałą nastawą różnicy
ciśnienia).
153
Rys. 7.7. Zawór regulacji różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu AVP, wykonanie PN25 [60]
Przewody (rurki) impulsowe ciśnienia z przewodu zasilającego i powrotnego są
włączone, odpowiednio – pod membranę i nad membranę. Zmiana różnicy ciśnienia
powoduje ruch membrany, przesuniecie wrzeciona zaworu i zmianę położenia grzybka
zaworu. Zmiana straty ciśnienia przy przepływie przez gniazdo zaworu prowadzi do
utrzymania stałej różnicy ciśnienia nad i pod membraną. Na rys. 7.8. zilustrowano schemat
ideowy regulacji różnicy ciśnienia.
Rys. 7.8. Schemat ideowy regulacji różnicy ciśnienia w węźle cieplnym [60]
154
Wlot przewodu impulsowego w przewodzie powrotnym jest wykonany jako kanał
impulsowy (otwory) wewnątrz zaworu regulacyjnego. W tabeli 7.7. podano charakterystyczne
dane techniczne zaworów regulacji różnicy ciśnienia AVP i AVP-F.
Tabela 7.7. Dane techniczne zaworów różnicy ciśnienia AVPi AVP-F [60]
Doboru zaworu dokonuje się na podstawie:
•
wymaganego zakresu regulacji różnicy ciśnienia,
•
założonej straty ciśnienia przy przepływie przez zawór.
Kryterium autorytetu w przypadku zaworu regulacji różnicy ciśnienia nie ma
zastosowania. Założona strata ciśnienia jest zależna od układu ciśnienia w sieci ciepłowniczej.
Zwykle przyjmuje się ją w przedziale 20÷50 kPa. Stratę ciśnienia w zaworze oblicza się z
wzoru:
ρ  V 
∆pdP =


1000  Kvs 
2
(7.1)
gdzie:
∆pdP– strata ciśnienia w zaworze regulacji różnicy ciśnienia (przy pełnym otwarciu),
155
Kvs – współczynnik przepływu zaworu, m3/h,
V – strumień objętości wody, m3/h.
Obliczenie
przeprowadzić
wymaganego
za
pomocą
współczynnika
programu
SAC
przepływu
dostępnego
i
dobór
na
zaworu
stronie
można
internetowej
www.ogrzewanie.danfoss.pl. N rys. 7.9. pokazano dobór zaworu regulacji różnicy ciśnienia za
pomocą programu SAC.
Rys. 7.9. Przykład doboru regulatora różnicy ciśnienia i przepływu za pomocą programu doboru SAC na stronie
www.ogrzewanie.danfoss.pl
156
Zawór regulacji różnicy ciśnienia może być wyposażony w ogranicznik przepływu.
Zawory z ograniczeniem przepływu są stosowane chętnie przez Przedsiębiorstwa
Ciepłownicze, albowiem dają gwarancję nieprzekroczenia strumienia objętości nośnika ciepła
wynikającego z przyjętej mocy zamówionej. Jednym z urządzeń pozwalających na
ograniczenie przepływu z jednoczesną regulacją różnicy ciśnienia jest regulator AFPB/VFQ2.
Jego budowę pokazano na rys. 7.10. Regulator jest produkowany do montażu wyłącznie w
przewodzie powrotnym. Zamontowanie regulatora w przewodzie zasilającym jest błędne,
ponieważ dławik nie znajdzie się w obwodzie regulowanym stałej różnicy ciśnienia.
Rys. 7.10. Budowa regulatora różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu AFPB/VFQ2 [60]
Zawór jest wyposażony w nastawny element dławiący o zakładanej stracie ciśnienia
0.1 bar, 0.2 bar lub 0.5 bar. Podstawowe dane techniczne zaworów regulacyjnych
AFPB/VFQ2 podano w tabeli 7.8.
Tabela 7.8. Dane techniczne wybranych regulatorów różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu AFPB/VFQ2 [60]
157
c.d. Tabeli 7.8.
W przypadku zaworów regulacji różnicy ciśnienia z ograniczeniem przepływu
parametry doboru są następujące:
•
zakres regulowanej różnicy ciśnienia,
•
zakres przepływu (strumienia objętości nośnika ciepła), zależny od przyjętej
projektowanej wartości straty ciśnienia w dławiku.
Sposób montażu zaworu jest identyczny, jak pokazano na rys. 7.8. Element
ograniczający przepływ w tego typu regulatorze ma działanie statyczne. Dławik nastawnika
przepływu jest elementem umożliwiającym zmianę charakterystyki hydraulicznej obwodu
objętego regulacją różnicy ciśnienia.
Dynamiczne ograniczenie przepływu jest możliwe przy zastosowaniu regulatora różnicy
ciśnienia i przepływu typu AFPQ/VFQ2 (montaż w przewodzie powrotnym) i AFPQ4/VFQ2
(montaż w przewodzie zasilającym). Jego budowę pokazano na rys. 7.11. Różnica działania w
stosunku do regulatora AVPB polega na połączeniu przestrzeni górnej membrany
przewodami impulsowymi z przestrzenią przed i za elementem dławiącym o stałej stracie
ciśnienia. Przekroczenie wartości nastawionej przepływu (strumienia objętości) powoduje
przekazanie impulsu różnicy ciśnienia i ruch membrany w kierunku zamykania zaworu.
158
Rys. 7.11. Budowa regulatora różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu AFPQ/AFPQ4 [60]
W tabeli 7.9. zamieszczono podstawowe dane techniczne regulatorów różnicy ciśnienia i
przepływu typu AFPQ/VFQ2 i AFPQ4/VFQ2.
Tabela 7.9. Dane techniczne wybranych zaworów regulacji różnicy ciśnienia i przepływu
AFPQ/VFQ2 i AFPQ4/VFQ2[60]
159
c.d Tabeli 7.9
Parametry doboru regulatora są następujące:
•
zakres regulowanej różnicy ciśnienia,
•
zakres przepływu (strumienia objętości nośnika ciepła), zależny od stałej wartości
oporu dławika.
Pozostałe parametry robocze (temperatura, ciśnienie) odpowiadają przeciętnym warunkom
panującym w sieciach ciepłowniczych. Stratę ciśnienia w zaworze regulacji różnicy ciśnienia
i ograniczenia przepływu wyznacza się z wzoru:
2
∆pdP + V =
ρ  V 

 + ∆pFR
1000  Kvs 
(7.2)
gdzie:
∆pdP+V – strata ciśnienia w zaworze regulacji ciśnienia (przy pełnym otwarciu),
∆pFR – stała strata ciśnienia w elemencie o stałym oporze (dławiku),
Kvs – współczynnik przepływu zaworu, m3/h,
V – strumień objętości cieczy, m3/h.
Na rys. 7.12. pokazano schemat ideowy regulacji różnicy ciśnienia i przepływu w przypadku
montażu w przewodzie powrotnym i zasilającym. Czujnik ciśnienia w przewodzie, w którym
jest zamontowany zawór, znajduje się wewnątrz korpusu zaworu.
160
Rys. 7.12. Schemat ideowy regulacji różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu w węźle cieplnym: po lewej
montaż w przewodzie zasilającym, po prawej – montaż w przewodzie powrotnym [60]
Strata ciśnienia w zaworze wraz z elementem dławiącym jest zwykle przyjmowana w
przedziale 30÷50 kPa, w zależności od dyspozycyjnej różnicy ciśnienia w sieci ciepłowniczej
w miejscu włączenia węzła cieplnego. Miejsce montażu (zasilenie lub powrót) może być
narzucone przez Przedsiębiorstwo Ciepłownicze. Jeśli nie ma specjalnych wymagań, zaleca
się montaż regulatora w przewodzie powrotnym. Wielkość nastawy ograniczenia przepływu
ustala się przez wykonanie określonej liczby obrotów nastawnika przepływu od pozycji
pełnego zamknięcia (styku grzybka z gniazdem). Ilustruje to nomogram pokazany na rys.
7.13.
Rys. 7.13. Nomogram do ustalenia nastawy ograniczenia przepływu w regulatorze AFPQ [60]
161
Wartość nastawy regulowanej różnicy ciśnienia oblicza się z wzoru:
∆pset = MAX(∆psh , ∆pDHW , ∆vent , ∆t ) + ∆pcc
(7.3)
gdzie:
∆pset – nastawa różnicy ciśnienia (między punktami włączenia przewodów impulsowych),
∆psh – strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym ogrzewania,
∆pDHW – strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym przygotowania ciepłej wody,
∆pvent – strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym wentylacji,
∆pt– strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym technologii,
∆pcc – strata ciśnienia w części obwodu przyłączeniowego znajdującej się między punktami
wpięcia rurek impulsowych od dolnego siłownika membranowego, równa
∆ pcc = ∆ p p + ∆ p ST + ∆ pHM
(7.4)
gdzie:
∆pp – strata ciśnienia w przewodach i armaturze (liniowa i miejscowa),
∆pST – strata ciśnienia w filtrach,
∆pHM – strata ciśnienia w przepływomierzu ciepłomierza.
Jeśli filtry i przepływomierz znajdują się poza pętlą regulacji różnicy ciśnienia, nie są
uwzględniane w obliczeniu wartości regulowanej różnicy ciśnienia. Straty ciśnienia należy w
każdym obwodzie obliczyć jako sumę straty liniowej i strat miejscowych, zgodnie z zasadami
podanymi w rozdziale 5.
Wartość nastawy różnicy ciśnienia powinna zawierać się w zakresie nastawy podanej w
katalogu urządzenia. Typową nastawą w niewielkich węzłach jest 0.1÷0.5 bar, w większych
regulatorach 0.2÷1.0 bar lub 0.15÷1.5 bar. Przy doborze zaworu należy sprawdzić, czy
strumień objętości nośnika ciepła mieści się w granicach określonych w katalogu Vmin i Vmax.
Przekroczenie wartości maksymalnej spowoduje utratę zdolności ograniczenia przepływu. W
ofercie Danfoss znajdują się regulatory bezpośredniego działania typu PCV o większym
zakresie regulacji. Mogą mieć zastosowanie w węzłach o dużej mocy i do regulacji różnicy
ciśnienia w odgałęzieniach sieci ciepłowniczych.
Ważnym parametrem zaworu regulacji różnicy ciśnienia (także z funkcją ograniczenia
przepływu) jest współczynnik kawitacji „z”. Wyraża on stosunek trwałej różnicy ciśnienia
162
przed i za zaworem do różnicy maksymalnej, równej różnicy ciśnienia przed zaworem i w
przewężeniu przepływu. Zagadnienie zostanie omówione w następnym podrozdziale w
kontekście współpracy węzła cieplnego z siecią ciepłowniczą, zwłaszcza siecią o znacznej
rozległości. Zawory o dużej średnicy charakteryzują się niewielką wartością współczynnika
kawitacji – należy o tym pamiętać przy projektowaniu węzłów cieplnych o dużej mocy.
Poniżej podano przykład wyspecyfikowanych parametrów dobranego regulatora różnicy
ciśnienia i ograniczenia przepływu.
1. typ: AVPQ (montaż w przewodzie powrotnym),
2. średnica nominalna: DN25,
3. współczynnik przepływu: Kvs=8 m3/h,
4. zakres przepływu: 0.1÷6 m3/h,
5. strata ciśnienia w dławiku: 0.2 bar,
6. współczynnik kawitacji: 0.6,
7. ciśnienie nominalne: PN25,
8. maksymalna różnica ciśnienia (przed i za zaworem): 12 bar,
9. zakres nastawy regulowanej różnicy ciśnienia: 0.2÷1 bar,
10. Zakres temperatury wody: 2..150 oC.
Jeżeli maksymalny strumień objętości nośnik a ciepła w węźle będzie równy 2.4 m3/h – należy
wykonać 4.2 obrotu nastawnika przepływu od pozycji pełnego zamknięcia. (Rys. 7.12.)
7.7. Możliwości zapobiegania kawitacji i oscylacji ciśnienia w systemie ciepłowniczym
Kawitacja jest zjawiskiem fizycznym występującym w przewodach transportujących
ciecz, polegającym na odparowaniu cieczy wskutek obniżenia ciśnienia poniżej wartości
ciśnienia nasycenia w danej temperaturze. Równanie Bernoulliego w odniesieniu do cieczy
idealnej (pozbawionej lepkości) wyraża równość sumy ciśnienia statycznego, ciśnienia
dynamicznego i ciśnienia hydrostatycznego (ciśnienie słupa wody o danej wysokości) w
dwóch przekrojach strumienia cieczy [25]:
p1 +
ρ1v12
ρ 2 v 22
+ ρ1 ⋅ z1 ⋅ g = p 2 +
+ ρ2 ⋅ z 2 ⋅ g
2
2
(7.5)
gdzie:
p1,2 – ciśnienie statyczne w przekroju 1 i2,
v1,2 – prędkość przepływu w przekroju 1 i2,
z1,2 – wysokość geometryczna osi przewodu w przekroju 1 i2,
163
ρ1,2 – gęstość cieczy, kg/m3, odpowiednio,
g – przyspieszenie ziemskie, równe, 9.80665 m/s2.
W przypadku cieczy rzeczywistej (lepkiej) prawą stronę równania należy uzupełnić o
składnik miejscowej straty ciśnienia:
p1 +
ρ1v12
ρ2 v 22
ρ 2 v 22
+ ρ1 ⋅ z1 ⋅ g = p 2 +
+ ρ2 ⋅ z 2 ⋅ g + K
2
2
2
(7.6)
gdzie:
K – współczynnik strat miejscowych.
W przewodzie poziomym, przy stałej temperaturze (gęstości) cieczy wzór przyjmuje
postać:
ρv 2
ρv 2
(7.7)
p1 + 1 = p 2 + (1 + K ) 2
2
2
po przekształceniach:
p 2 = p1 +
ρv 12
ρv 2
− (1 + K ) 2
2
2
(7.8)
Wzór (7.8) określa minimalną wartość ciśnienia wewnątrz elementu regulacji przy
znanej wartości współczynnika strat miejscowych. Rys. 7.14. przedstawia wykres ciśnienia
statycznego w przewężeniu przekroju przepływu cieczy.
Rys. 7.14. Wykres ciśnienia statycznego w przewężeniu przekroju
Na rys. 7.15. zilustrowano warunki wystąpienia kawitacji w zależności od ciśnienia
przed zaworem, różnicy ciśnienia i współczynnika kawitacji zaworu.
164
dPv (P 1-P2) across the valve (Bar)
Limit for Cavitation
10
9
8
7
6
5
4
3
2
1
0
Risk of cavitation
z = 0,6
z = 0,5
No risk of cavitation
T = 100 °C
T = 55 °C
T = 100 °C
T = 55 °C
1
2
3 4
5
6
7
8 9 10 11 12 13 14 15 16
Pressure (P1) before the valve (Bar)
Rys. 7.15. Warunki wystąpienia kawitacji w zależności od ciśnienia przed zaworem, różnicy ciśnienia i
współczynnika kawitacji zaworu – wykres oryg. [60, 39a]
Zjawisko przewężenia strumienia ma miejsce w zaworach regulacyjnych. Współczynnik
kawitacji jest zdefiniowany (oznaczenia na rys. 7.14.) jako:
z=
p1 − p 2
p1 − p min
(7.9)
gdzie:
p1 – ciśnienie przed zaworem,
p2 – ciśnienie za zaworem,
pmin – minimalne ciśnienie w przewężeniu przekroju.
W tabeli 7.7. podano wyniki obliczeń minimalnego ciśnienia w przewężeniu przekroju
zaworu, przy założeniu ciśnienia przed i za zaworem (trwałej starty ciśnienia) w zależności od
współczynnika kawitacji. Zawór regulacyjny powinien być tak dobrany, aby najmniejsze
ciśnienie było większe niż ciśnienie nasycenia pary wodnej w danej temperaturze.
Tabela 7.10. Obliczenie minimalnego ciśnienia (nadciśnienia) w przewężeniu przekroju przy danym
współczynniku kawitacji zaworu i ciśnieniu (nadciśnieniu) przed i za zaworem
Współczynnik
kawitacji
p1 [bar]
p2 [bar]
pmin[bar]
5.00
4.33
z=0.6
6.00
4.00 3.00 2.00
2.67 1.00 kaw.
5.00
4.00
z=0.5
6.00
4.00 3.00 2.00
2.00 kaw. kaw.
z=0.2
6.00
5.00 4.00 3.00 2.00
1.00 kaw. kaw. kaw.
kaw. – kawitacja w temperaturze 20 oC
165
Jak widać w tabeli 7.10., kawitacja może wystąpić nawet w przeciętnych warunkach
ciśnienia w sieci ciepłowniczej, np. przy współczynniku kawitacji 0.2 (duże węzły cieplne)
strata ciśnienia 2 bar w zaworze regulacyjnym spowoduje kawitację. Przy dużej
dyspozycyjnej różnicy ciśnienia w przewodzie zasilającym i powrotnym sieci ciepłowniczej
kawitacja może nastąpić nawet przy niskiej temperaturze nośnika ciepła. Ciśnienie nasycenia
pary wodnej w zależności od temperatury podano w tabeli 7.11. [68].
Tabela 7.11. Ciśnienie nasycenia pary wodnej w zależności od temperatury [68]
t [oC]
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
pabs [bar]
0.0120
0.0230
0.0420
0.0740
0.1230
0.1990
0.3110
0.4730
0.7010
1.0130
1.4320
1.9850
2.7000
Zawory regulacji różnicy ciśnienia są dobierane przy stracie ciśnienia przeciętnie w
przedziale 20÷50 kPa przy całkowitym otwarciu. Utrzymanie stałej różnicy ciśnienia w węźle
cieplnym (wewnątrz) przy większej różnicy ciśnienia w sieci ciepłowniczej niż wymagane do
pracy węzła będzie wymagało obniżenia ciśnienia, co zostanie osiągnięte w wyniku
przymknięcia zaworu. Przy dużej nadwyżce różnicy ciśnienia zawór regulacyjny będzie w
położeniu prawie zamkniętym, co w znacznym stopniu spowoduje ryzyko wystąpienia
kawitacji. Mechanizm zaworu regulacji różnicy ciśnienia przy wystąpieniu kawitacji w
postaci „chmury” pary wodnej pod grzybem nie napotyka na opór cieczy (ośrodka
sprężystego) i może podlegać niekontrolowanym przesunięciom. Zawór może się całkowicie
zamknąć, powodując nagłe zmiany ciśnienia. Po chwili zawór się otworzy
w wyniku
działania różnicy ciśnienia na membranę i sytuacja się powtórzy. Nie jest właściwym
rozwiązaniem montaż szeregowy dwóch zaworów regulacji różnicy ciśnienia (nawet jednego
w przewodzie zasilającym i drugiego w przewodzie powrotnym) ze względu na możliwość
wystąpienia oscylacji ciśnienia w wyniku ich współdziałania. Nie jest zalecane w celu
uniknięcia kawitacji stosowanie zaworów redukcyjnych, gdyż zawory redukcyjne (reduktory
166
ciśnienia) ustalają ciśnienie w przewodzie względem ciśnienia atmosferycznego, co w
przypadku sieci ciepłowniczej o zmiennym układzie ciśnienia (zwłaszcza w obszarze poza
punktem załamania wykresu regulacyjnego) może prowadzić do zakłócenia przepływu (w
sieci tworzą się punkty stałego – względem próżni – ciśnienia). Oscylację ciśnienia można
ograniczyć spowolniając działanie regulatorów różnicy ciśnienia, np. przy zastosowaniu
zaworów z siłownikami elektrycznymi i czujników (przetworników ciśnienia) w przewodach
węzła cieplnego. W węzłach cieplnych o dużej nadwyżce dyspozycyjnej różnicy ciśnienia
można w miejsce zaworu odcinającego zastosować zawór dławiący NavalTrim, którego
współczynnik kawitacji wynosi 1. Wykres ciśnienia powinien być starannie przeanalizowany
pod kątem ryzyka wystąpienia kawitacji, zwłaszcza w systemach o znacznej rozległości i
dużej różnicy wysokości terenu (tereny górskie, okolice Zatoki Gdańskiej, itp.)
W rozległych sieciach ciepłowniczych problem nadmiernego ciśnienia dyspozycyjnego
może wystąpić w początkowych odcinkach sieci, leżących blisko źródła ciepła. Może jednak
także pojawić się we fragmentach bardziej odległych, jeżeli – przy stałej wysokości ciśnienia
pomp sieciowych w źródle – nastąpi zmniejszenie przepływu w sieci. W sieci ciepłowniczej
ze zautomatyzowanymi węzłami ciepłowniczymi strumień nośnika ciepła nie jest
kształtowany w źródle
–
jest wynikiem położenia zaworów regulacyjnych regulacji
temperatury w obwodach pierwotnych ogrzewania, wentylacji i przygotowania ciepłej wody.
Rys. 7.16. ilustruje wykres ciśnienia w sieci ciepłowniczej przy stałej różnicy ciśnienia w
źródle, przy przepływie obliczeniowym (ps1i pr1) i przepływie równym 50% wartości
obliczeniowej (ps2i pr21) [20]. Obniżenie przepływu występuje powszechnie poza punktem
załamania wykresu regulacyjnego, szczególnie w początku i końcu sezonu grzewczego, gdy
w budynkach ogrzewanych występują zyski ciepła.
Jak można zauważyć na wykresie, dyspozycyjna różnica w najdalszym węźle sieci
ciepłowniczej wzrosła ze 120 kPa do 860 kPa. Ciśnienie w zaworze regulacyjnym musi być
zmniejszone o ok. 8 bar, co w każdych warunkach wywoła kawitację. Utrzymanie stałej
różnicy ciśnienia w źródle ciepła nie jest dobrym rozwiązaniem, także ze względu na
konieczność ponoszenia wysokich kosztów pompowania nośnika ciepła, nawet jeżeli pompy
sieciowe będą wyposażone w przemienniki częstotliwości (falowniki). Moc teoretyczna
pompowania jest wprost proporcjonalna do iloczynu strumienia objętości i różnicy ciśnienia
nośnika ciepła.
167
1400.00
1200.00
ps2
1000.00
ps1
ps1
800.00
pr1
pr1
p
ps2
600.00
pr2
400.00
pr2
200.00
0.00
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
odległość [m]
Rys. 7.16. Wykres ciśnienia w sieci ciepłowniczej przy stałej różnicy ciśnienia w źródle, przy przepływie
obliczeniowym i przepływie równym 50% wartości obliczeniowej [20]
Układ regulacji różnicy ciśnienia w źródle powinien zapewnić odpowiednią wartość
dyspozycyjnej różnicy ciśnienia w najmniej korzystnie położonym węźle cieplnym
(najczęściej najdalszym). Jest to optymalny parametr regulacji, prowadzący do uzyskania
minimum energii pompowania nośnika ciepła.
1400.00
1200.00
1000.00
ps1
ps1
800.00
pr1
pr1
p
ps2
600.00
pr2
ps2
400.00
pr2
200.00
0.00
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
odległość [m]
Rys 7.17. Wykres ciśnienia w sieci ciepłowniczej przy zmiennej (regulowanej) różnicy ciśnienia w źródle, przy
przepływie obliczeniowym i przepływie równym 50% wartości obliczeniowej [20]
168
Wykres ciśnienia przy założeniu regulacji różnicy ciśnienia w źródle w zależności od
wymaganego ciśnienia dyspozycyjnego w najmniej korzystnie położonym węźle cieplnym
pokazano na rys. 7.17. Sygnał różnicy ciśnienia może być przekazany za pośrednictwem
systemu telemetrii z jednego lub kilku węzłów o newralgicznym położeniu. Obok
oczywistych oszczędności zużycia energii do pompowania nośnika ciepła układ ten
praktycznie eliminuje ryzyko kawitacji.
W rozległych systemach ciepłowniczych, w węzłach cieplnych położonych w pobliżu
źródła ciepła zaleca się stosowanie zaworów regulacji różnicy ciśnienia w odgałęzieniach od
przewodu magistralnego – w komorach ciepłowniczych przy sieciach kanałowych i
nadziemnych oraz w studzienkach przy sieciach preizolowanych. Dalsze możliwości
zmniejszenia energii pompowania stwarza układ sieci z pompowniami sieciowymi. Wykres
ciśnienia w sieci z dwoma pompowniami sieciowymi zilustrowano na rys. 7.18. W dalszych
odcinkach sieci strumień masy nośnika ciepła jest mniejszy niż w źródle, stąd uzyskanie tej
samej różnicy ciśnienia wymaga dostarczenia mniejszej ilości energii elektrycznej do napędu
pomp. W poprzednich latach w systemach ciepłowniczych unikano pompowni sieciowych.
Przy dzisiejszym stanie techniki regulacji nie ma przeszkód do stosowania tego układu.
1200.00
1000.00
800.00
ps
600.00
pr
400.00
200.00
0.00
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
Rys. 7.18. Wykres ciśnienia w sieci cielnej z pompowniami sieciowymi w przewodzie zasilającym,
oś pozioma – odległość [m], oś pionowa - ciśnienie [bar]
Oscylacja ciśnienia w systemie ciepłowniczym może być spowodowana działaniem
urządzeń regulacji różnicy ciśnienia i przepływu. Woda jest płynem nieściśliwym, w którym
odkształcenia sprężyste rozchodzą się z prędkością fali dźwiękowej, tj. 1000÷1400 m/s.
Przekazywanie impulsu ciśnienia. Według Boysena i Thorsena [2] oscylacje ciśnienia
169
występują najczęściej przy dużym zagęszczeniu węzłów ciepłowniczych, np. w obszarach
zasilających budynki jednorodzinne. Oscylacje ciśnienia mogą prowadzić do rezonansu albo
efektu „dudnienia”. Możliwymi skutkami oscylacji ciśnienia są: generowanie hałasu,
niestabilne działanie zaworów regulacji temperatury, a także zniszczenie elementów węzła
cieplnego. Jednym ze sposobów ograniczenia oscylacji ciśnienia jest zmniejszenie prędkości
przekazania ciśnienia w rurkach impulsowych ciśnienia (opóźnienie, np. przez montaż
zbiornika
powietrznego).
Każdy
system
charakteryzuje
współczynnik
sprężystości
(ściśliwości), będący wypadkową ściśliwości wody i sprężystości elementów wyposażenia.
Zdaniem Boysena i Thorsena do elementów o dużej sprężystości można zaliczyć rurociągi i
wymienniki ciepła, natomiast zawory regulacyjne – do elementów o małej sprężystości.
„Aby uniknąć wpływu sprężystości systemu ważne jest, aby rurki impulsowe do wyznaczania
kontrolowanego ciśnienia były podłączone w niesprężystej części systemu. W normalnym wypadku
szeregowo z zaworem regulacji temperatury, co pokazano na rys. 3b) i d). Jeśli rurka impulsowa
kontrolowanego ciśnienia jest podłączona w części sprężystej systemu, rys. 3a) i c), to wówczas
występuje prawdopodobieństwo powstawania oscylacji.” [2]
Opisaną sytuację pokazano na rys. 7.19.
Rys. 7.19. Włączenie rurek impulsowych a oscylacja ciśnienia [2]
Autorzy
[2]
proponują
następujące
działania
prowadzące
prawdopodobieństwa wystąpienia oscylacji ciśnienia:
„Działania mające na celu zmniejszenie lub wyeliminowanie samo oscylacji:
• wytłumienie rurek impulsowych regulatora ciśnienia różnicowego,
• zamontowanie regulatora ciśnienia różnicowego w sztywnej części instalacji,
170
do
zmniejszenia
• jeśli regulator ciśnienia różnicowego zamontowany jest w przewodzie zasilającym, należy upewnić się, czy
ciśnienie statyczne w systemie jest wystarczające do przeprowadzenia jego odpowietrzenia”
7.8. Regulacja temperatury nośnika ciepła w systemie ciepłowniczym
W każdym systemie ciepłowniczym ustala się parametry obliczeniowe: obliczeniową
temperaturę zasilania (wody zasilającej) i powrotu (wody powrotnej).Parametry obliczeniowe
odpowiadają
ekstremalnym
warunkom
eksploatacji
systemu
ciepłowniczego,
przy
obliczeniowej temperaturze powietrza zewnętrznego. Są one elementem umowy o dostawę
ciepła między odbiorcą i Przedsiębiorstwem Ciepłowniczym. Temperatura obliczeniowa
zasilania jest różna w różnych krajach Europy. W krajach skandynawskich nie przekracza
80 oC, z tendencją do dalszego obniżania do 50 oC. W większości systemów ciepłowniczych
w Polsce najwyższa temperatura zasilania jest równa 120÷130oC, w niektórych jest niższa i
wynosi 115 oC, 110 oC lub 105 oC. Są w Polsce nieliczne systemy projektowane przy
temperaturze obliczeniowej zasilania 150 oC, które w praktyce funkcjonują przy temperaturze
poniżej 100 oC. Przedsiębiorstwa Ciepłownicze zmniejszają temperaturę zasilania w miarę
postępu termomodernizacji budynków i zwiększenia udziału w systemach ciepłowniczych
budynków wznoszonych według najnowszych standardów ochrony cieplnej. W umowie o
dostawę ciepła podawana jest również temperatura wody powrotnej. Ma ona jednak charakter
informacyjny, mówiący o prawidłowym zaprojektowaniu i działaniu węzła. W obwodzie
ogrzewania rzeczywista temperatura wody powrotnej jest “odpowiedzią” układu na aktualne
warunki bilansu cieplnego budynku, zależy od zmian temperatury powietrza zewnętrznego,
obciążenia cieplnego i występowania zysków ciepła. Na ogół jest niższa niż wyznaczona z
równań bilansu cieplnego. Zbyt wysoka temperatura wody powrotnej, wyższa niż
wyznaczona z bilansu cieplnego bez uwzględnienia zysków ciepła, świadczy o
nieprawidłowym funkcjonowaniu węzła cieplnego. Przyczyna zbyt wysokiej temperatury
może tkwić w instalacji (np. zbyt małe schłodzenie wody w grzejnikach) albo w węźle
cieplnym (np. zbyt mała powierzchnia wymiennika ciepła). Jedną z przyczyn podwyższenia
temperatury w obwodach wentylacji jest przewymiarowanie wymienników ciepła do celów
wentylacji, przy stosowaniu regulacji ilościowej nagrzewnic wentylacyjnych (z zaworem
trójdrogowym rozdzielającym). Efektem działania obejścia nagrzewnicy wentylacyjnej jest
podwyższenie temperatury wody powrotnej w wyniku zmieszania z częścią strumienia
nośnika ciepła z przewodu zasilającego. Temperatura wody powracającej do sieci jest wyższa
niż temperatura wody powrotnej w instalacji. Temperatura wody powracającej z obwodu
171
pierwotnego ciepłej wody jest zależna od wielkości zapotrzebowania na ciepłą wodę.
Rzeczywista jej wartość może odbiegać od wartości przyjętej do doboru wymiennika ciepłej
wody. Jest interesujące, że zarówno w stanie większego, jak i mniejszego zapotrzebowania
na ciepłą wodę niż przyjęte do doboru wymiennika, temperatura wody powrotnej w obwodzie
ciepłej wody jest mniejsza niż temperatura obliczeniowa. Przy braku poboru ciepłej wody do
wymiennika ciepłej wody może dopływać strumień wody cyrkulacyjnej o temperaturze
50÷55 oC. Wówczas temperatura wody sieciowej w przewodzie powrotnym będzie zbliżona
do tej wartości. Zjawisko ma jednak marginalny charakter ze względu na niewielką moc
cieplną potrzebną do ogrzania wody cyrkulacyjnej. W sezonie grzewczym temperatura wody
wracającej do sieci ciepłowniczej (w obwodzie przyłączeniowym) jest wypadkową
temperatury powrotu z sekcji ogrzewania (wentylacji, technologii) i przygotowania ciepłej
wody.
Temperaturę zasilania i teoretyczną temperaturę powrotu w warunkach różnej
temperatury powietrza zewnętrznego można obliczyć z poniższych zależności. Przyjmijmy
następujące oznaczenia:
Φο – moc do ogrzewania w warunkach obliczeniowych (obliczeniowej temperatury powietrza
zewnętrznego), kW,
Φ – moc do ogrzewania w danej (aktualnej) temperaturze powietrza zewnętrznego, kW,
tso/tro – temperatura zasilania/powrotu w warunkach obliczeniowych, oC,
ts/tr – temperatura zasilania/powrotu w warunkach danej temperatury powietrza zewnętrznego,
o
C,
ti – temperatura przestrzeni ogrzewanej, oC,
teo – obliczeniowa temperatura powietrza zewnętrznego (zgodnie z PN-EN 12831),oC,
te – aktualna temperatura powietrza zewnętrznego, oC,
m – wykładnik charakterystyki grzejnika (przeciętna wartość: 0.25).
W warunkach obliczeniowych i aktualnej temperatury powietrza zewnętrznego można zapisać
równania:
Φ
t i − te
=
Φo ti − teo
(7.10)
1+ m
 ts + tr

− ti 

Φ
2

= 
1+ m
Φo  tso + tro

− ti 

 2

172
(7.11)
Φ
ts − tr
=
Φo tso − tro
(7.12)
Stosunek aktualnej mocy cieplnej do ogrzewania do wartości obliczeniowej nosi nazwę
współczynnika obciążenia ϕ.
Po przekształceniach otrzymamy wzór do obliczenia temperatury wody zasilającej i
powrotnej:
1
 tso + tro

ts = ti + (tso − tro )ϕ + 
− ti ϕ1+m
2
 2

(7.13)
tr = ts − (tso − tro )ϕ
(7.14)
1
Obydwie funkcje mają charakter quasi-liniowy, z niewielkim zakrzywieniem
spowodowanym występowaniem we wzorze charakterystyki grzejnika. Temperatura wody
zasilającej w systemach ciepłowniczych dostarczających ciepło do przygotowania ciepłej
wody jest ograniczona z dołu wartością 70 oC. Do wzoru (7.14) jest podstawiana temperatura
bez uwzględnienia ograniczenia. Na rys. 7.20 pokazano przykładowy wykres regulacyjny
temperatury w systemie ciepłowniczym.
140.0
120.0
100.0
80.0
ts [oC]
tr [oC]
60.0
40.0
20.0
0.0
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
Rys. 7.20. Przykładowy wykres regulacyjny temperatury w systemie ciepłowniczym. Parametry obliczeniowe
120/65 oC, temperatura obliczeniowa powietrza zewnętrznego -20 oC [69]
W przedziale temperatury powietrza zewnętrznego na prawo od punktu załamania
wykresu regulacyjnego (przy temperaturze ok. 2 oC) regulacja ma charakter wyłącznie
173
ilościowy. Przy stałej temperaturze zasilania zmienia się strumień masy nośnika ciepła w
obwodzie pierwotnym ogrzewania. Na rys. 7.21. pokazano przebieg zmiany względnego
strumienia masy nośnika ciepła w funkcji zmiany współczynnika obciążenia, na rys. 7.22. w
funkcji temperatury powietrza zewnętrznego [64].
m/mo
1.2
1
0.8
0.6
0.4
0.2
0
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
Φ/Φο
Rys. 7.21. Przebieg zmiany względnego strumienia masy nośnika ciepła w funkcji zmiany współczynnika
obciążenia. Parametry obliczeniowe: sieć 100/65 oC, instalacja: 70/50 oC, obliczeniowa temperatura powietrza
zewnętrznego: -20 oC [64]
1.2
m/mo
1
0.8
0.6
0.4
0.2
0
-25
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
20
te
Rys. 7.22. Przebieg zmiany względnego strumienia masy nośnika ciepła w funkcji zmiany temperatury
powietrza zewnętrznego. Parametry obliczeniowe: sieć 100/65 oC, instalacja: 70/50 oC, obliczeniowa
temperatura powietrza zewnętrznego: -20 oC [64]
174
Strumień masy w warunkach najwyższej temperatury powietrza zewnętrznego stanowi
20% wartości obliczeniowej. Strata ciśnienia przy tym przepływie wyniesie ok. 5% straty
ciśnienia w warunkach obliczeniowych. Wykres zbudowano przy założeniu braku zysków
ciepła w pomieszczeniach ogrzewanych. W rzeczywistych warunkach bilansu budynków,
przy występowaniu zysków ciepła (wewnętrznych i od nasłonecznienia), strumień masy
nośnika ciepła w obwodzie ogrzewania może się zmniejszyć do 10%, a strata ciśnienia do 1%
wartości obliczeniowej. Nadwyżka dyspozycyjnej różnicy ciśnienia w węzłach cieplnych
spowoduje z dużym prawdopodobieństwem wystąpienie zjawiska kawitacji.
Wzory (7.13) i (7.14) służą również do obliczenia temperatury zasilania i powrotu w
instalacji
wewnętrznej
ogrzewania.
W
przypadku
układów
wentylacji
wykładnik
charakterystyki „m” może przyjąć inną wartość. Na rys. 7.23. zilustrowano wykres
regulacyjny w instalacji wewnętrznej ogrzewania. Temperatura wody zasilającej jest
wyznaczana w układzie kompensacji pogodowej przez regulator obwodów węzła cieplnego
(ECL).
80.0
70.0
60.0
50.0
ts [oC]
40.0
tr [oC]
30.0
20.0
10.0
0.0
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
Rys. 7.23. Wykres temperatury wody zasilającej i powrotnej w instalacji wewnętrznej. Parametry obliczeniowe:
70/50 oC, temperatura obliczeniowa powietrza zewnętrznego -20 oC
W systemach ciepłowniczych o wysokiej temperaturze wody zasilającej można
przeanalizować możliwości kompensacji obniżenia temperatury zwiększeniem przepływu.
Należy jednak mieć na uwadze nieliniowość charakterystyki strumień masy- strumień ciepła.
W tabeli podano wartości temperatury wody zasilającej i powrotnej w sieci ciepłowniczej i
instalacji ogrzewania w przedziale temperatury powietrza zewnętrznego -20÷-8 oC.
175
Tabela 7.12. Parametry operacyjne przy temperaturze obliczeniowej 140 oC
te [oC]
-20
-18
-16
-14
-12
-10
-8
Ts [oC]
140.0
134.8
129.6
124.4
119.1
113.8
108.4
Tr [oC]
70.0
68.3
66.6
64.9
63.1
61.3
59.4
ts [oC]
80.0
77.5
75.0
72.4
69.8
67.2
64.6
tr [oC]
60.0
58.5
57.0
55.4
53.8
52.2
50.6
W tabeli 7.13. i 7.14. przedstawiono wyniki symulacji strumienia masy nośnika ciepła przy
ograniczeniu temperatury wody zasilającej do 120 oC w przedziale temperatury powietrza
zewnętrznego -12.3÷-20oC, Rys. 7.24. przedstawia graficzną interpretację wyników
symulacji.
Tabela 7.13. Parametry operacyjne przy ograniczeniu temperatury zasilania do 120 oC (opracowanie autora)
teśr [oC]
-20.0
-18.0
-16.0
-14.0
-12.3
-12.0
-10.0
-8.0
Ts[oC]
120.0
120.0
120.0
120.0
120.0
119.1
113.8
108.4
Tr [oC]
73.0
70.4
67.9
65.4
63.4
63.1
61.3
59.4
ts [oC]
80.0
77.5
75.0
72.4
70.2
69.8
67.2
64.6
tr [oC]
60.0
58.5
57.0
55.4
54.1
53.8
52.2
50.6
Tabela 7.14. Porównanie strumienia masy nośnika ciepła przy ograniczeniu temperatury zasilania do 120 oC
te[oC]
-12.3
-14.0
-16.0
-18.0
-20.0
176
Φ [kW]
201.88
212.50
225.00
237.50
250.00
m140 [kg/s] -Tzo=140 oC
0.847
0.847
0.847
0.845
0.843
m120 [kg/s] -Tzo=120 oC
0.847
0.940
1.043
1.155
1.280
m120/m140
1.00
1.12
1.24
1.37
1.52
1.400
1.300
1.200
1.100
1.000
m140 [kg/s]
m120 [kg/s]
0.900
0.800
0.700
-22.0
-20.0
-18.0
-16.0
-14.0
-12.0
-10.0
0.600
-8.0
Rys. 7.24. Porównanie strumienia masy nośnika ciepła przy temperaturze obliczeniowej zasilania 140 oC i przy
ograniczeniu temperatury zasilania do 120 oC w funkcji temperatury powietrza zewnętrznego
Zwiększenie strumienia masy o 52% jest możliwe w przypadku pojedynczego węzła
cieplnego, ale w niewielkim stopniu prawdopodobne w skali całego systemu ciepłowniczego.
Strata ciśnienia w systemie uległaby w przybliżeniu podwojeniu.
Funkcja kompensacji pogodowej ustala temperaturę wody zasilającej instalację w
funkcji temperatury powietrza zewnętrznego. Nie zawsze jest uzasadnione nadążanie za
temperaturą zewnętrzną, zwłaszcza przy jej szybkich zmianach (okres wiosny i jesieni).
Masywność współczesnych budynków działa jak „filtr dolnoprzepustowy”, eliminując
cykliczne zmiany temperatury zachodzące z dużą częstotliwością. Pojemność cieplna
obudowy budynku jest przyczyną opóźnienia przejścia zmiany temperatury zewnętrznej do
wnętrza budynku. Opóźnienie może wynosić od kilku do kilkuset godzin. W takim przypadku
nie ma potrzeby szybkiej zmiany temperatury wody zasilającej instalację ogrzewania. Jako
funkcja „spłaszczająca” przebiegu temperatury powietrza zewnętrznego może być przyjęta
tzw. temperatura tłumiona. Może być wyznaczona z wzoru:
td[j] =
1 m
∑ t[j - k - i] + α(t[j - k] - t[j - k - 1])
m i =1
(7.15)
gdzie:
t – rzeczywista temperatura powietrza zewnętrznego, oC,
td– tłumiona temperatura powietrza zewnętrznego, oC,
k – przesuniecie czasowe, h,
177
α - współczynnik tłumienia, bezwymiarowy,
i, j, j-k,j-k-1 – indeks godzin.
Na rys. 7.25. zilustrowano przebieg rzeczywistej i tłumionej temperatury powietrza
zewnętrznego. Przy ustalaniu temperatury zasilania w instalacji wewnętrznej przesuniecie
czasowe i współczynnik tłumienia są zależne wyłącznie od cech dynamicznych budynku.
Filtracja temperatury powietrza zewnętrznego w regulatorze ECL Comfort Danfoss odbywa
się według poniższej funkcji z krokiem sekundowym (symbolika oryginalna):
New T.out = ((T.out.new - T.out.old) * 50 / 100) + Old T.out
Przy wyznaczeniu temperatury wody zasilającej
w systemie ciepłowniczym
przesunięcie czasowe jest zależne od cech dynamicznych budynków i od czasu przepływu
nośnika ciepła w sieci ciepłowniczej. W systemach o czasie przepływu kilku, kilkunastu
godzin jest wystarczające ustalenie temperatury raz na dobę, na podstawie przewidywanej
temperatury powietrza w następnym dniu. Najbardziej prawdopodobną wartością średniej
temperatury powietrza zewnętrznego w następnym dniu jest temperatura zmierzona o godz.
2100 lub średnia ważona temperatury zmierzonej o godzinie 900, 1400 i 2100.
t, td
[oC]
9
8
7
6
5
t
4
td
3
2
1
0
0
10
20
30
40
50
60
time [h]
Rys. 7.25. Rzeczywista i tłumiona temperatura powietrza zewnętrznego , k=5 h, m=10 h, α=0.1, 3,4 lutego roku
porównawczego, oznaczenia w tekście (opracowanie własne)
tav =
t[9] – temperatura o godz. 900,
178
t[9] + t[14] + 2t[21]
4
(7.18)
t[14] – temperatura o godz. 1400,
t[21] – temperatura o godz. 2100.
W większości budynków mieszkalnych i użyteczności publicznej zakłada się osłabienie
ogrzewania w okresie nocnym (budynki mieszkalne) i w okresie weekendu (budynki
użyteczności publicznej). Nie zaleca się obniżania temperatury wewnętrznej o więcej niż
3÷4 K. Im większa bezwładność cieplna budynku, tym dłuższy czas spadku temperatury i
czas powrotu do normalnego trybu ogrzewania. W obliczeniach zapotrzebowania na moc
cieplną pomieszczeń (projektowego obciążenia cieplnego) zgodnie z normą PN-EN 12831
zakłada się dodatkowy strumień ciepła kompensujący skutki obniżenia intensywności
ogrzewania. Zwiększona moc instalacji po okresie osłabienia pozwala na uzyskanie właściwej
temperatury pomieszczeń ogrzewanych w czasie kilku 3÷4 godzin. Funkcja „a morning start
up” powinna zacząć działać ok. godziny 400-500. W regulatorach pogodowych ECL jest to
ustawienie w harmonogramie czasowym godziny przełączenia z trybu pracy osłabienia
nocnego (symbol księżyca) na tryb pracy komfortu (symbol słoneczka).
W ekstremalnych warunkach klimatu zewnętrznego, przy temperaturze zewnętrznej
zbliżonej do obliczeniowej (w przedziale -20÷-15 oC) nie zaleca się stosowania funkcji
osłabienia ogrzewania. Bardziej racjonalne jest utrzymywanie stałej temperatury w
ogrzewanych pomieszczeniach. Funkcja osłabienia ogrzewania może być wyłączana
programowo przez regulator węzła cieplnego (ECL). W regulatorach pogodowych ECL
Comfort 210, 310 funkcja ta nazywa się "Autoszczędzanie (zależność temp. oszczędzania od
temp. zewnętrznej)" ID 11011, ID 120011. Znajduje się w grupie nastaw: "MENU - Nastawy
- Optymalizacja"
W systemach ciepłowniczych o znacznej rozległości efekt jednoczesnego wystąpienia
szczytowego zapotrzebowania na moc cieplną przy przejściu ogrzewania w tryb normalny nie
wpływa na bilans cieplny źródła z powodu długiego czasu przepływu wody (przesunięcie
czasowe w węzłach mieszających w przewodzie powrotnym sieci cieplnej).
7.9. Regulatory węzłów ciepłowniczych – charakterystyka i dobór
Wszystkie opisane uprzednio funkcje regulacyjne: regulacja temperatury wody w
instalacji ogrzewania i ciepłej wody, kompensacja pogodowa, priorytet ciepłej wody,
osłabienie ogrzewania i “a morning start up” są realizowane przez wielofunkcyjne regulatory
węzłów cieplnych. W tym rozdziale wykorzystano fragmenty dokumentacji regulatorów [60].
Regulator jest centrum zarządzania, “mózgiem” węzła. Rodzina regulatorów ECL Comfort
179
pozwala na dobór odpowiedniej jednostki do schematu ideowego węzła cieplnego. Regulatory
mają ponadto szereg dodatkowych funkcji, takich jak gromadzenie i przesyłanie danych w
systemie komunikacji i monitoringu.
Do węzłów cieplnych są dedykowane następujące
regulatory: ECL Comfort 110, ECL Comfort 210 oraz ECL Comfort 310 [60]. Przy opisie
regulatorów dosłownie zacytowano karty katalogowe.
•
ECL Comfort 110
„Jest to regulator jednofunkcyjnego węzła cieplnego ogrzewania lub przygotowania ciepłej
wody z funkcjami:
• kompensacji pogodowej (ogrzewanie),
• regulacji stałowartościowej temperatury ciepłej wody.
Regulator ma wyjście do sterowania siłownikiem zaworu i do regulacji pompy obiegowej.
Może być użyty w dwóch podstawowych aplikacjach: 116 – do regulacji temperatury ciepłej
wody użytkowej lub 130 – do instalacji ogrzewania. Schematy regulacji pokazano na rys.
7.26. i 7.27.” [60]
Rys. 7.26. Aplikacja 130 regulatora ECL Comfort 110 [60]
Rys. 7.27. Aplikacja 116 regulatora ECL Comfort 110 [60]
180
„Regulator umożliwia włączenie 4 czujników temperatury (Pt 1000). Można także podłączyć
czujnik temperatury powietrza w pomieszczeniu.
Kluczowe funkcje:
Regulacja temperatury
• Ograniczenie temperatury powrotu
Regulator automatycznie zmienia wymaganą temperaturę zasilania, kiedy temperatura powrotu spada
poniżej lub wzrasta powyżej wartości nastawionej. Oddziaływanie temperatury powrotu może być
ograniczone przez ustawienie wpływu min./max.
Optymalizacja
• Auto tuning
Funkcja automatycznego ustawienia zakresu proporcjonalności (Xp) i stałej całkowania (Tn).
Funkcje zabezpieczające
•Funkcja antyzamrożeniowa (dokładny opis w instrukcji obsługi),
Regulator automatycznie załącza pompę cyrkulacyjną, kiedy temperatura zasilania jest niższa od
temperatury nastawionej przez użytkownika (nastawa fabryczna: 10°C).
• Ochrona siłownika
Regulator zapobiega przed niestabilną regulacją temperatury wydłużając żywotność siłownika.
•Ćwiczenie pompy
W czasie postoju ogrzewania regulator okresowo załącza pompę dla uniknięcia jej zablokowania
Podstawowe dane regulatora ECL Comfort 110 podano w tabeli 7.15.” [60]
Tabela 7.15. Podstawowe dane regulatora ECL Comfort 110 [60]
•
ECL Comfort 210
„Regulator ECL Comfort 210 jest elektronicznym regulatorem do obiegów grzewczych
ogrzewania, wentylacji, przygotowania ciepłej wody i chłodzenia. Pozwala na regulację 2
obwodów regulacyjnych. Jest wyposażony w funkcję kompensacji pogodowej, ograniczenie
temperatury wody powrotnej oraz ograniczenie przepływu i mocy cieplnej. Umożliwia
optymalizację zużycia ciepła. Regulator ECL Comfort 210 jest wyposażany w odpowiednie
aplikacje (klucze). Dodatkowo jest wyposażony w funkcje gromadzenia danych i funkcje
alarmowe.
Regulator
ECL
Comfort
210
można
łatwo
obsługiwać
za
pomocą
181
wielofunkcyjnego pokrętła lub panelu zdalnego sterowania (Remote Control Unit - RCU).
Pokrętło i wyświetlane ekrany w łatwy sposób prowadzą użytkownika po menu tekstowym w
wybranym języku. Regulator ECL Comfort 210 został wyposażony w wyjścia cyfrowe do
sterowania zaworami regulacyjnymi z siłownikami, wyjścia przekaźnikowe do sterowania
między innymi pompami obiegowymi/ zaworami przełączającymi oraz wyjście alarmu.
Istnieje możliwość podłączenia 6 czujników temperatury Pt 1000. Dodatkowo 2
konfigurowalne sygnały wejściowe mogą zostać wybrane jako wejście czujnika temperatury
Pt 1000, wejście analogowe (0–10 V) lub wejście cyfrowe. Obudowa regulatora jest
przystosowana do montażu na ścianie i szynie DIN. Dostępny jest także wariant ECL
Comfort 210B (bez wyświetlacza i pokrętła). Można go zamontować wewnątrz szafy
sterowniczej i sterować nim za pomocą panelu zdalnego sterowania ECA 30/31 znajdującego
się na zewnątrz. Regulator ECL Comfort 210 jest urządzeniem niezależnym wykorzystującym
do komunikacji z panelem zdalnego sterowania oraz innymi regulatorami ECL Comfort
210/310 szynę komunikacyjną ECL 485.
Panel zdalnego sterowania (RCU): Panele zdalnego sterowania ECA 30 oraz ECA 31 są
wykorzystywane do regulacji temperatury w pomieszczeniu i do zdalnego wprowadzania
nastaw do ECL Comfort 210. Podstawowe dane regulatora ECL Comfort 210 podano w tabeli
7.16. Najczęściej używaną aplikacją regulatora ECL Comfort 210 jest aplikacja A266.1, która
pozwala na regulację obwodu ogrzewania i przygotowania ciepłej wody w dwufunkcyjnym
węźle cieplnym. Aplikację tę pokazano na rys. 7.29. Funkcje kluczowe i optymalizacyjne są
podobne jak w regulatorze ECL Comfort 110, lecz jest ich więcej. Posiadają także
rozszerzone zakresy nastawy, co zwiększa elastyczność zastosowań.” [60]
182
Rys. 7.29. Aplikacja A266.1 regulatora ECL Comfort 210 (także 310) [60]
•
ECL Comfort 310
„ECL Comfort 310 jest to elektroniczny regulator temperatury z rodziny regulatorów
ECL Comfort, mający zastosowanie w układach ciepłowniczych do obwodów centralnego
ogrzewania, wentylacji, przygotowania ciepłej wody i chłodzenia. Umożliwia regulację
maksymalnie 3 obwodów regulacyjnych. Do regulatora ECL Comfort 310 wczytywana jest
wybrana aplikacja z klucza aplikacji ECL.
Do jego zalet należą: regulacja temperatury komfortu przy optymalnym zużyciu ciepła,
łatwa instalacja za pomocą klucza aplikacji ECL (typu Plug-and-Play) i wygodna obsługa.
Większa energooszczędność pozyskiwana jest dzięki regulacji pogodowej, zróżnicowaniu
temperatury zgodnie z harmonogramem, jak również optymalizacji i ograniczeniom:
temperatury powrotu, przepływu, mocy. Regulator wyposażony jest w takie funkcje, jak
rejestracja danych i alarm. Regulator ECL Comfort 310 można łatwo obsługiwać za pomocą
wielofunkcyjnego pokrętła lub panelu zdalnego sterowania (Remote Control Unit-RCU).
Pokrętło i wyświetlane ekrany w łatwy sposób prowadzą użytkownika po menu tekstowym w
wybranym języku.
183
Regulator ECL Comfort 310 został wyposażony w wyjścia cyfrowe do sterowania
zaworami regulacyjnymi z siłownikami, wyjścia przekaźnikowe do sterowania między
innymi pompami obiegowymi, zaworami przełączającymi oraz wyjście alarmu.
Istnieje możliwość podłączenia 6 czujników temperatury Pt 1000. Oprócz tego można wybrać
4 konfigurowalne sygnały wejściowe jako wejście czujnika temperatury Pt 1000, wejście
analogowe (0–10 V) lub wejście cyfrowe. Zależnie od zastosowania może być konieczne
użycie wewnętrznego modułu WE/WY (ECA 32) na dodatkowe sygnały wejściowe i
wyjściowe.
Obudowa regulatora jest przystosowana do montażu na ścianie i szynie DIN. Dostępny
jest także wariant ECL Comfort 310B (bez wyświetlacza i pokrętła). Można go zamontować
wewnątrz. szafy sterowniczej i sterować nim za pomocą panelu zdalnego sterowania ECA
30/31 znajdującego się na zewnątrz.
Regulator ECL Comfort 310 komunikuje się z panelem zdalnego sterowania i
pozostałymi regulatorami ECL Comfort 210/310 poprzez wewnętrzną szynę komunikacyjną
ECL 485. Regulator ma wbudowane złącze sieci Ethernet. Ponadto wbudowane są układy
komunikacyjne Modbus do komunikacji z systemami SCADA (Supervisory Control and
Data Acquisition, sterowanie urządzeniami automatyki przemysłowej i zbieranie danych o ich
funkcjonowaniu) oraz M-bus do komunikacji z ciepłomierzami.
Panel zdalnego sterowania (RCU):
Panel zdalnego sterowania ECA 30 i ECA 31 wykorzystywane są do regulacji
temperatury w pomieszczeniu oraz zdalnego wprowadzania danych do ECL Comfort 310.
Elementy te są połączone z regulatorami ECL Comfort za pomocą skrętki 2x2 - żyłowej do
komunikacji i zasilania (szyna komunikacyjna ECL 485).Panel zdalnego sterowania ECA
30/31 ma wbudowany czujnik temperatury. Wbudowany czujnik temperatury można zastąpić
przez podłączenie zewnętrznego czujnika temperatury. Ponadto ECA 31 ma wbudowany
czujnik wilgotności; sygnał wilgotności wykorzystywany jest w odpowiednich aplikacjach.
Do szyny komunikacyjnej ECL 485 można podłączyć maksymalnie 2 panele zdalnego
sterowania. Jeden panel może monitorować maksymalnie 10 regulatorów ECL Comfort
(układ urządzeń nadrzędnych/podrzędnych).
Podstawowe dane regulatora ECL Comfort 310 podano w tabeli 7.17. Schemat ideowy
układu regulacji jest taki sam jak na rysunku 7.27., jeżeli jest wybrana i zainstalowana
aplikacja A266.1 z klucza aplikacji w procesie uruchamiania. Regulator może obsługiwać
184
węzeł cieplny trójfunkcyjny (ogrzewanie, wentylacja, przygotowanie ciepłej wody).
Przykładowy schemat aplikacji pokazano na rys. 7.31 [60].
185
Rys. 7.31. Aplikacja A367.1 regulatora ECL Comfort 310 [60]
Połączenia elektryczne regulatorów, czujników i siłowników są przedmiotem projektu
instalacji
elektrycznych.
Wybór
napięcia
Ciepłowniczego. Przeważnie jest to 230 VAC.
186
zasilania
należy
do
Przedsiębiorstwa
8. OBLICZENIE
DYSPOZYCYJNEJ
RÓŻNICY
CIŚNIENIA
W
OBWODZIE
PIERWOTNYM WĘZŁA CIEPLNEGO
Obliczenia hydrauliczne obwodów pierwotnych umożliwiają obliczenie niezbędnej
różnicy ciśnienia zapewniającej właściwe działanie węzła cieplnego. Jest to tzw. wewnętrzna
różnica ciśnienia. Jest ona regulowana regulatorem różnicy ciśnienia i jest stała w danych
warunkach eksploatacyjnych węzła cieplnego. Wewnętrzna różnica ciśnienia może być inna
w sezonie grzewczym i w okresie lata. Zawór regulacji różnicy ciśnienia (z funkcją
ograniczenia przepływu) jest elementem uniezależniającym węzeł cieplny od układu ciśnienia
w sieci ciepłowniczej. Do celów projektowania współdziałania sieci ciepłowniczej z węzłami
cieplnymi jest konieczne wyznaczenie niezbędnej różnicy ciśnienia całego węzła, łącznie z
urządzeniami zamontowanymi w module (obwodzie) przyłączeniowym. Jest to tzw. różnica
zewnętrzna. Najmniej korzystnie położony węzeł cieplny determinuje różnicę ciśnienia w
źródle ciepła jako sumę dyspozycyjnej różnicy ciśnienia i straty ciśnienia w danych
warunkach obciążenia sieci ciepłowniczej.
Dyspozycyjna (zewnętrzna) różnica ciśnienia węzła cieplnego jest wyznaczana po
dokonaniu doboru wszystkich elementów węzła, zgodnie z zasadami podanymi w
poprzednich rozdziałach.
Parametrami charakterystycznymi węzła cieplnego we współpracy z siecią ciepłowniczą
są:
•
Strumień masy nośnika ciepła,
•
Dyspozycyjna różnica ciśnienia (zewnętrzna).
Te dwa parametry wyznacza się w sezonie grzewczym i w okresie lata (tylko potrzeby ciepłej
wody). Wartości te różnią się od siebie, nawet jeśli wewnętrzna różnica ciśnienia będzie taka
sama w sezonie grzewczym i w lecie.
8.1. Dyspozycyjna różnica ciśnienia w węźle zmieszania pompowego
Strata ciśnienia miarodajna do doboru pompy w węźle zmieszania pompowego jest
obliczana z wzoru 6.4. (Rozdział 6.). Dyspozycyjną różnicę ciśnienia w miejscu włączenia do
sieci cieplnej można wyznaczyć z wzoru:
∆ p DH = ∆ p cc + ∆ p i + ∆ p sc + ∆ p cv + ∆ p cvdP + ∆ p HM
(8.1)
187
gdzie:
∆pDH – dyspozycyjna różnica ciśnienia węzła,
∆pcc – strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym (po lewej stronie punktów włączenia
przewodu mieszania),
∆pi – strata ciśnienia w instalacji (na podstawie projektu instalacji),
∆psc – strata ciśnienia w obwodzie wtórnym, (po prawej stronie punktów włączenia
przewodu mieszania),
∆pcv – strata ciśnienia w zaworze regulacyjnym,
∆pHM – strata ciśnienia w ciepłomierzu,
∆pcvdP – strata ciśnienia w zaworze regulacji różnicy ciśnienia (i ograniczenia przepływu).
Nastawa zaworu regulacyjnego różnicy ciśnienia (wartość regulowana) jest równa:
∆ p set = ∆ p cc int + ∆ p i + ∆ p sc + ∆ p cv
(8.2)
gdzie:
∆pset – nastawa zaworu regulacji różnicy ciśnienia,
∆pccint – strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym od punktów włączenia przewodów
impulsowych ciśnienia do punktów włączenia przewodu mieszania.
Liniową i miejscową stratę ciśnienia, stratę ciśnienia w zaworach regulacyjnych i
filtrach oblicza się zgodnie z zasadami podanymi w rozdziale 5. Zawór regulacji różnicy
ciśnienia (i ograniczenia przepływu) dobiera się według procedur opisanych w rozdziale 7.
8.2. Dyspozycyjna różnica ciśnienia w wymiennikowym węźle cieplnym
Dyspozycyjna różnica ciśnienia w miejscu włączenia do sieci ciepłowniczej jest
obliczana z wzoru:
∆ p DH = ∆ p cc + ∆ p cvdP + ∆ p set
(8.3)
gdzie:
∆pcc – strata ciśnienia w obwodzie przyłączeniowym (z lewej strony punktów włączenia
przewodów impulsowych zaworu regulacji różnicy ciśnienia),
∆pset – nastawa zaworu różnicy ciśnienia, kPa,
∆pcvdP – strata ciśnienia w zaworze regulacji różnicy ciśnienia (i ograniczenia przepływu).
188
Liniową i miejscową stratę ciśnienia, stratę ciśnienia w zaworach regulacyjnych i
filtrach oblicza się zgodnie z zasadami podanymi w rozdziale 5. Zawór regulacji różnicy
ciśnienia (i ograniczenia przepływu) dobiera się według procedur opisanych w rozdziale 7.
Przy dużej różnicy strat ciśnienia w obwodach pierwotnych ogrzewania i
przygotowania ciepłej wody można przyjąć inną nastawę zaworu regulacji różnicy ciśnienia
w sezonie grzewczym i w okresie lata. Przy zbliżonych wartościach strat w obwodach,
różniących się nie więcej niż o 20% nie ma potrzeby zmiany wielkości regulowanej różnicy
ciśnienia. Zewnętrzna dyspozycyjna różnica ciśnienia węzła będzie różna w warunkach
sezonu grzewczego i lata ze względu na inną stratę ciśnienia w zaworze regulacyjnym
różnicy ciśnienia i ograniczenia przepływu.
189
9. PRZYKŁADY OBLICZEŃ WĘZŁÓW CIEPLNYCH
Rozdział przedstawia przykłady obliczeń węzłów cieplnych z wykorzystaniem
elementów węzłów produkcji Danfoss: wymienników ciepła, ciepłomierzy, armatury oraz
regulatorów obiegów grzewczych. Obliczenia są oparte o wzory i procedury opisane w
rozdziale 5,6,7 oraz programy wspomagające (program doboru wymienników ciepła Hexact
oraz program e-Quotation). Przykłady ilustrują kolejność kompleksowych obliczeń węzła
cieplnego. Schematy ideowe węzłów są pokazane w rozdziale 2.
9.1. Obliczenie węzła zmieszania pompowego
W przykładzie pokazano algorytm obliczeń węzła zmieszania pompowego. Schemat
ideowy węzła jest pokazany na rys. 2.6. w rozdziale 2. Oznaczenia wszystkich wielkości
fizycznych i parametrów są zgodne z podanymi w rozdziale 5. i 6. Białe pola zawierają dane
wprowadzone przez użytkownika. Niektóre z procedury, np. doboru średnicy przewodu, filtra,
ciepłomierza mogą być w programie obliczeń węzła zautomatyzowane, z możliwością zmiany
przez użytkownika. W tym przykładzie zawarto procedurę obliczeń zaworu bezpieczeństwa
zgodnie z PN-EN-ISO 4126.
Obliczenia węzła zmieszania pompowego
1. Bilans cieplny
Moc cieplna do ogrzewania
Φsh
Obliczenia pomocnicze, uwagi
80.00 kW
Tav
2. Obwód pierwotny
Temperatura wody zasilającej
Ts
Temperatura wody powrotnej
Strumień masy
Tr
mn
Strumień objętości
Średnica przewodu
Dane obwodu
Prędkość przepływu
Chropowatość przewodu
Strata ciśnienia w obwodzie pierwotnym
Zakres nominalny przepływomierza
Strata ciśnienia w ciepłomierzu
Nastawa regulatora ∆p
Współczynnik przepływu regulatora ∆p
Strata ciśnienia w dławiku
Strata ciśnienia w regulatorze ∆p
Dyspozycyjna różnica ciśnienia
190
Vn
80
o
C
60 oC
0.955 kg/s
ρ
ν
cp
o
C
977.68 kg/m3
2
0.00000041 m /s
4.190 kJ/kg K
3
3.515 m /h
dn [mm] di[mm]
32
37.2
l [m]
ΣK
Kvfiltra
6.0
12.0
20.0
v
0.90 m/s
≤1
FILTR
TYP
k
0.15 mm
IMP 020-021
IMP 020-021
IMP 020-021
IMP 020-021
∆pp
9.66 kPa
IMP 020-021
Qn
∆pHM
∆pset
70.0
3
3.50 m /h
4.34 kPa
64.85 kPa
3
DN
20
25
32
40
50
Kv
9.50
16.50
20.00
33.00
54.00
Re
69443
Λ
0.0300 iteracja
DN
Qn
Kv
Kv
12.50 m /h
Sonometer 1000
15
1.5
∆pFR
∆pFR
20.00 kPa
27.73 kPa
92.58 kPa
Sonometer 1000
20
2.5
7.91
Sonometer 1000
25
3.5
16.69
∆pn
5.48
3. Obwód wtórny
Temperatura wody zasilającej
Ts
Temperatura wody powrotnej
Tr
Strumień masy
mn
Średnica przewodu
Dane obwodu
60
o
C
45
o
C
1.276 kg/s
ρ
4.654 m3/h
dn [mm] di [mm]
40
43.1
l [m]
ΣK
filtrKv
7.0
9.5
33.0
v
0.89 m/s
≤1
ν
cp
Vn
k
0.15 mm
Deklarowany współczynnik wypływu ZB
∆pp
Qm
Kdr
Współczynnik poprawkowy lepkości
Kν
1.00
Ciśnienie zrzutowe
Przekrój przepływu ZB
Przekrój dobranego zaworu
Średnica nominalna ZB
Liczba Reynoldsa
Współczynnik lepkości (sprawdzenie)
po
Α
Α
DN
Reo
Kν
5.00
197.41
314.16
25
327675
1.00
Strata ciśnienia w obwodzie wtórnym
Wymagana przepustowość ZB
Tav
7.47 kPa
6000.00 kg/h
0.30
52.5
o
C
986.87 kg/m3
0.00000053 m2/s
4.180 kJ/kg K
Re
66594
Λ
0.0290 iteracja
na podstawie obliczeń sieci
dn[mm]
A [mm2]
Kd
15
20
25
32
113.10
153.94
314.16
572.56
Tav
45.0
0.250
0.200
0.300
0.250
4. Obwód mieszania
Strumień masy
mn
Vn
Średnica przewodu
dn [mm]
Dane obwodu
0.321 kg/s
ρ
3
1.168 m /h
di [mm]
25
28.5
l [m]
ΣK
2.0
4.5
v
0.51 m/s
ν
cp
o
C
990.25 kg/m3
0.00000060 m2/s
4.178 kJ/kg K
≤1
k
0.15 mm
Współczynnik przepływu zaworu regulac.
Kv
16.00 m /h
Strata ciśnienia w zaworze regulacyjnym
∆pcv
∆pmc
∆pi
8.38 kPa
Re
21104
11.51 kPa
35.00 kPa
Λ
0.0346 iteracja
Strata ciśnienia w obwodzie mieszania
Strata ciśnienia w instalacji
Wydajność pompy
Wysokość podnoszenia pompy
Vp
Hp
3
na podstawie projektu instalacji
3
1.17 m /h
6.42 m
W poniższej tabeli podano przykładową specyfikację (listę elementów) węzła cieplnego.
Specyfikacja może być generowana automatycznie w programie obliczeń węzła cieplnego. W
przypadku urządzeń pomocniczych (manometry, termometry) często nie precyzuje się
producenta.
191
Specyfikacja elementów c.d.
No
Opis
1
Regulator różnicy ciśnienia
strata ciśnienia w dławiku
zakres nastawy
2
Ciepłomierz
3
Zawór regulacyjny trójdrogowy
4
Regulator
5
Pompa obiegowa
(przykład)
AVPQ/PN25
20.00 kPa
0.2..1.00 bar
Qn [m3/h]
3.50
Kvs [m3/h]
16.00
Dane techniczne
Kvs [m3/h]
12.50
DN
32
Liczba Producent
1
Danfoss
Sonometer 1000+2 Pt500
VB3
siłownik
AMV23/230
ECL Comfort 110 A130+ESMT+ESM11
Stratos 25/1-8 1x230V
32
32
1
1
1
1
6
Filtr
IMP 020-021
40
1
7
8
9
10
11
12
13
14
Filtr
Zawór odcinający
Zawór odcinający
Zawór odcinający
Zawór zwrotny
Zawór bezpieczeństwa
Manometr
Termometr
IMP 020-021
PN25/150
PN25/150
PN25/150
PN25/150
PN16
0-16 bar
G3/4"
32
32
40
25
25
25
1
2
2
2
1
2
5
3
192
po=6 bar
0-150 oC
Danfoss
Danfoss
Danfoss
WILO
IMP
Armature
IMP
Armature
Danfoss
Danfoss
Danfoss
Danfoss
SYR
9.2. Obliczenie wymiennikowego węzła cieplnego do celów ogrzewania i przygotowania
ciepłej wody za pomocą programu e-Quotation
W instrukcji obsługi programu e-Quotation[70] podano zasady przyjęte przy doborze
elementów węzła cieplnego. Zasady te są zgodne z opisanymi w rozdziale 6. i 7. Poniżej na
rysunkach przedstawiono widok ekranu z danymi do obliczeń węzła cieplnego do celów
ogrzewania i przygotowania ciepłej wody. W dalszej kolejności przedstawiono wydruk
danych, schemat ideowy i specyfikację elementów węzła cieplnego.
Rys. 9.1. Ekran z danymi wejściowymi do ogrzewania w programie e-Quotation [70]
193
Rys. 9.2. Ekran z danymi wejściowymi do przygotowania ciepłej wody użytkowej w programie e-Quotation [70]
194
Rys. 9.3. Schemat ideowy węzła cieplnego wygenerowany w programie e-Quotation [70]
Poniżej zamieszczono wydruk specyfikacji elementów węzła.
195
196
197
Dane z programu e-Quotation pozwalają na wygenerowanie trójwymiarowych rysunków
węzła, które mogą być zgodnie z możliwościami producenta przekazane stronie
zainteresowanej w celu akceptacji projektu lub przygotowania pomieszczenia węzła
kompaktowego.
198
10. DOSTOSOWANIE PARAMETRÓW WĘZŁA CIEPLNEGO DO ZMIANY MOCY
ZAMÓWIONEJ
Przy projektowaniu nowego węzła cieplnego mamy zwykle precyzyjne dane do bilansu
cieplnego, które pozwalają na dokładny dobór wszystkich elementów węzła. Przy
wykorzystaniu programów wspomagających projektowanie [64, 70] można dobrać właściwe
parametry wszystkich urządzeń do bilansu cieplnego węzła. Ten model doboru jest
optymalny. W rzeczywistych systemach ciepłowniczych mamy istniejące budynki wzniesione
według poprzednio obowiązujących standardów ochrony cieplnej, z węzłami cieplnymi
dostosowanymi do początkowych wielkości zapotrzebowania na moc cieplną do ogrzewania.
W przypadku termomodernizacji budynków zmienia się wielkość zapotrzebowania na moc
cieplną do ogrzewania (projektowego obciążenia cieplnego). Może się również zmienić
zapotrzebowanie na moc cieplną do przygotowania ciepłej wody. Według poprzednich zasad
projektowania dobowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę na jednego mieszkańca wynosiło
110÷120 dm3na dobę. Według dzisiejszych standardów ta wielkość zmalała do 50÷60 dm3. W
dwustopniowych węzłach cieplnych ciepłej wody wykonanych według poprzednio
obowiązujących standardów przy zmniejszeniu zapotrzebowania na ciepłą wodę praktycznie
wystarczy moc wymiennika II. stopnia do pokrycia pełnego zapotrzebowania. W nowych
warunkach eksploatacyjnych, przy obniżonych parametrach wody sieciowej i wody
instalacyjnej nie jesteśmy w stanie uzyskać wystarczająco wysokiej temperatury wody
wracającej z sekcji centralnego ogrzewania do zasilania wymiennika i stopnia ciepłej wody.
Zmiana mocy zamówionej do ogrzewania budynku (projektowego obciążenia
cieplnego) musi mieć uzasadnienie – musi wynikać z rzeczywistych przesłanek. Jeśli w
budynku nie przeprowadzono żadnych prac modernizacyjnych, zwykle nie ma uzasadnienia
do zmiany mocy zamówionej. Nieuzasadnione zmniejszenie mocy zamówionej może
spowodować trudności w uzyskaniu właściwej temperatury pomieszczeń ogrzewanych. We
wniosku o zmianę mocy zamówionej kierowanym do Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego
użytkownik obiektu powinien podać uzasadnienie wystąpienia. Może to być np.: wymiana
okien i drzwi zewnętrznych, dodatkowe zaizolowanie ścian i stropów, likwidacja mostków
cieplnych, uszczelnienie obudowy zewnętrznej budynku, zmiana systemu wentylacji – z
naturalnej na mechaniczną z odzyskiwaniem ciepła. W budynkach projektowanych w 80.
latach XX w. przy obliczeniowej temperaturze wody instalacyjnej 90/70 oC, 95/70 oC po
przeprowadzeniu
termomodernizacji
parametry
instalacji
mogą
być
niższe.
Tzw.
199
ekwiwalentny współczynnik przenikania obudowy budynku, z uwzględnieniem wentylacji,
wyraża się wzorem [5]:
Uo =
Φ sh
Ae(ti − te )
(10.1)
gdzie:
Uo – ekwiwalentny współczynnik przenikania obudowy budynku, W/m2 K,
Φsh – projektowe obciążenie cieplne budynku, W,
Ae – powierzchnia zewnętrznej obudowy budynku, m2,
ti – temperatura przestrzeni ogrzewanej, oC,
te – temperatura powietrza zewnętrznego, oC.
W przypadku niewielkiej zmiany powierzchni zewnętrznej obudowy budynku (dodatkowa
warstwa izolacji) możemy wprowadzić zależność projektowego obciążenia cieplnego w
różnych warunkach: 1 i 2.
Uo1 Φ sh1
=
Uo 2 Φ sh 2
(2)
Do obliczenia nowych parametrów wody instalacyjnej można wykorzystać program
symulacyjny stanów stacjonarnych instalacji centralnego ogrzewania „Medium” [67]. W
tabeli 1. podano wartości temperatury wody zasilającej i powrotnej w instalacji przy zmianie
ekwiwalentnego współczynnika przenikania ciepła obudowy budynku.
Nowe parametry instalacji centralnego ogrzewania wynoszą: 72/58 oC. Te wartości
zostaną przyjęte w następnych przykładach. Temperatura wody powrotnej w sieci
ciepłowniczej zmieni się również wraz ze zmianą parametrów instalacji wewnętrznej.
Zmiana projektowego obciążenia cieplnego – mocy wymiennika w sekcji ogrzewania –
spowoduje zmianę strumienia masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym sekcji. Zmiana ta
jest nieliniowa w funkcji zmiany strumienia ciepła. Nie jest właściwe przyjmowanie
zmienionego strumienia masy nośnika ciepła w sieci proporcjonalnie do zmiany mocy
zamówionej (nawet jeśli nie zmienią się parametry instalacji c.o.). Na rys. 1. pokazano
przykładową charakterystykę cieplno-przepływową wymiennika XB, prezentowaną już w
rozdziale 1. Charakterystyka jest nieliniowa.
200
Tabela 1. Obliczenie zmienionych parametrów instalacji wewnętrznej ogrzewania w przypadku
termomodernizacji budynku (Uo1/Uo2=0.7), poprzednie parametry instalacji ts/tr= 90/70 oC, ti=20 oC, te=-20 oC
------------------------te
tz
tp
-------------------------20
72.1
58.1
-19
71.0
57.3
-18
70.1
56.8
-17
68.8
55.8
-16
67.6
55.0
-15
66.5
54.3
-14
65.6
53.7
-13
64.6
53.1
-12
63.1
51.9
-11
62.0
51.2
-10
60.9
50.4
-9
59.9
49.7
-8
58.7
48.9
-7
57.6
48.1
-6
56.4
47.3
-5
55.4
46.6
-4
54.2
45.8
-3
53.0
44.9
-2
51.8
44.1
-1
50.5
43.2
0
49.3
42.3
1
48.3
41.7
2
46.8
40.5
3
45.8
39.9
4
44.3
38.7
5
43.1
37.9
6
41.8
36.9
7
40.6
36.1
8
39.3
35.1
9
37.9
34.1
10
36.6
33.1
11
35.2
32.1
12
33.8
31.0
500.00
450.00
400.00
350.00
300.00
250.00
200.00
150.00
100.00
50.00
0.00
0.000
1.000
2.000
3.000
4.000
5.000
m1
Rys. 10.1. Charakterystyka cieplno-przepływowa wymiennika XB 51L-1 30, t11=120 oC, t21=55 oC,
m2=2.4 kg/s [64]
201
Do obliczenia zmienionego strumienia masy można użyć programu Hexact [64]. Rys. 2.
pokazuje opcję właściwą do symulacji w zmienionych warunkach mocy cieplnej. Na rys. 3.
pokazano ekran programu Hexact z doborem wymiennika w
poprzednich warunkach
obliczeniowych. Przyjmijmy następujący przykład:
Φsh1 = 165.00 kW,
Φsh2 = 115.82 kW, (0.7Φsh1)
ts1/tr1= 90/70 oC, Tz1/Tp1=130/75 oC (sieć),
ts2/tr2= 72/58 oC, Tz2/Tp2=110/65 oC (sieć).
Rys. 10.2. Wybór opcji symulacji w programie HEXACT przy zmianie mocy zamówionej do ogrzewania
[64]
Rys. 10.3. Ekran programu HEXACT – wyniki doboru wymiennika w warunkach początkowych [64]
202
Rys. 10.4. Ekran programu HEXACT – wyniki symulacji pracy wymiennika w zmienionych warunkach (ze
zmianą temperatury obliczeniowej wody w instalacji ogrzewania i w sieci ciepłowniczej) [64]
Zmiana strumienia masy w powyższym przykładzie jest niezbyt znaczna – wynika to ze
zmiany parametrów obliczeniowych instalacji wewnętrznej i parametrów sieci. Jeśli nie
nastąpi zmiana temperatury obliczeniowej wody w sieci ciepłowniczej, zmiana strumienia
masy wody sieciowej będzie znacznie większa. Prezentuje to poniższy przykład.
Φsh1 = 165.00 kW,Φsh2 = 115.82 kW, (0.7Φsh1),
ts1/tp1= 90/70 oC, Ts1/Tr1=130/75 oC (sieć), ts2/tr2= 72/58 oC, Ts2/Tr2=130/75 oC (sieć).
Rys. 10.5. Ekran programu HEXACT – wyniki symulacji pracy wymiennika w zmienionych warunkach(bez
zmiany temperatury obliczeniowej wody w sieci ciepłowniczej) [64]
203
W przykładzie stosunek strumieni masy wynosi 0.54 przy stosunku strumieni ciepła 0.7.
Nowe wartości strumienia masy w obwodzie pierwotnym sekcji ogrzewania są danymi
początkowymi do przeliczenia węzła cieplnego w celu wyznaczenia nastawy zaworu regulacji
różnicy ciśnienia i przepływu oraz do wyznaczenia nowych wartości ciśnienia
dyspozycyjnego węzła. Średnice przewodów, zakres nominalny ciepłomierzy, średnica
filtrów, charakterystyka hydrauliczna wymiennika ciepła, współczynnik przepływu zaworu
regulacyjnego nie zmieniają się w stosunku do wartości początkowych. Przy nowym
strumieniu masy nośnika ciepła każde z urządzeń będzie się charakteryzować odmienną stratą
ciśnienia.
Zmiana zapotrzebowania na ciepłą wodę w przypadku zmiany mocy zamówionej
powinna mieć uzasadnienie, podobnie jak zmiana mocy cieplnej do ogrzewania.
Nieuzasadnione zmniejszenie mocy wymiennika ciepłej wody może spowodować
niedotrzymanie temperatury ciepłej wody i obniżenie standardu obsługi odbiorców.
Na podstawie nowej wielkości zapotrzebowania na ciepłą wodę możemy wyznaczyć
strumień masy nośnika ciepła w obwodzie pierwotnym sekcji przygotowania ciepłej wody.
Jeżeli zmieni się dobowe zapotrzebowanie na ciepłą wodę, także ulegnie zmianie moc
zamówiona (przyjęta w Polsce praktyka to uwzględnienie średniej godzinowej wielkości
mocy cieplnej do przygotowania ciepłej wody jako składnika mocy zamówionej). Przyjmijmy
następujące dane do przykładu.
ΦDHW1 = 123.45 kW,
ΦDHW2 = 69.72 kW,
Temperatura obliczeniowa wody w obwodzie sieciowym c.w. jest taka sama. Inna będzie
temperatura wody
powrotnej w zmienionych warunkach eksploatacji. Ts1/Tr1=70/30 oC.
Wybór opcji symulacji pokazano na rys. 8, wyniki doboru i symulacji na rys. 7. i 9.
.
204
Rys. 10.6. Ekran programu HEXACT – wyniki wymiennika w początkowych
Warunkach zapotrzebowania na ciepłą wodę [64]
Rys. 10.7. Wybór opcji symulacji w programie HEXACT przy zmianie mocy zamówionej do ciepłej wody
[64]
Rys. 10.8. Ekran programu HEXACT – wyniki symulacji pracy wymiennika w zmienionych warunkach
zapotrzebowania na ciepłą wodę [64]
205
Rzeczywista temperatura wody powrotnej do sieci ciepłowniczej jest wynikiem
symulacji. Podobnie jak w przypadku sekcji ogrzewania, nowe wartości strumienia masy w
obwodzie pierwotnym sekcji ogrzewania są danymi początkowymi do przeliczenia węzła
cieplnego w celu wyznaczenia nastawy zaworu regulacji różnicy ciśnienia i przepływu oraz
do wyznaczenia nowych wartości ciśnienia dyspozycyjnego węzła. Średnice przewodów,
zakres nominalny ciepłomierzy, średnica filtrów, charakterystyka hydrauliczna wymiennika
ciepła, współczynnik przepływu zaworu regulacyjnego nie zmieniają się w stosunku do
wartości początkowych. Przy nowym strumieniu masy nośnika ciepła każde z urządzeń
będzie się charakteryzować odmienną stratą ciśnienia.
Zmienione warunki hydrauliczne w sekcji ogrzewania i przygotowania ciepłej wody
powodują zmianę warunków hydraulicznych w obwodzie przyłączeniowym węzła cieplnego.
Jest istotne, że zmiana strumienia masy w obwodach sieciowych ogrzewania i
przygotowania ciepłej wody nie powoduje zmiany autorytetu zaworów regulacyjnych.
Zmiana straty ciśnienia w obwodzie jest proporcjonalna w przybliżeniu do 2. potęgi
strumienia objętości nośnika ciepła, a więc jest jednakowa w każdym elemencie węzła. Stąd,
jeżeli nie nastąpi w przewodach przejście do strefy ruchu laminarnego, autorytet zaworu w
sekcji ogrzewania i przygotowania ciepłej wody nie zmienia się. Nie ma powodów, aby po
zmianie mocy zamówionej w węźle cieplnym dokonywać zmiany zaworów regulacyjnych na
zawory o mniejszym współczynniku przepływu. Będzie to postępowanie nieuzasadnione.
Model obliczeń węzła cieplnego przy zmianie mocy zamówionej jest nieco inny niż
przy projektowaniu nowego węzła. Nowe, skorygowane dane węzła: strumień masy wody
sieciowej i dyspozycyjną różnicę ciśnienia należy przyjąć jako parametry operacyjne sieci
ciepłowniczej.
Poniżej pokazano wydruk z programu WEZELHEXACT [65] – doboru elementów
projektowanego węzła cieplnego i z programu korekty parametrów operacyjnych węzła
cieplnego przy zmianie mocy zamówionej. Odpowiednie wartości znajdują się w tabelach.
206
207
208
209
210
11. WSPÓŁPRACA WĘZŁÓW CIEPLNYCH Z SIECIĄ CIEPŁOWNICZĄ I
ŹRÓDŁEM CIEPŁA
Węzeł cieplny jest częścią kompleksowego scentralizowanego systemu ciepłowniczego.
Wszystkie elementy systemu powinny z sobą współpracować w sensie technicznym i
ekonomicznym:
•
źródło ciepła,
•
sieć ciepłownicza,
•
węzeł cieplny.
Pomiędzy elementami systemu zachodzą interakcje, których przyczyną jest głównie
zmiana parametrów operacyjnych węzłów cieplnych. Położenie zaworów regulacji
temperatury w obwodach węzła ciepłowniczego ustala wypadkowy strumień objętości
nośnika ciepła w sieci i źródle, zawory regulacji różnicy ciśnienia ustalają stałą wewnętrzną
dyspozycyjną różnicę ciśnienia – jest to oddziaływanie węzłów cieplnych na sieć i źródło.
Zmiana parametrów w źródle z kolei wywiera wpływ na położenie zaworów regulacyjnych w
węzłach cieplnych. Obwody wtórne wprowadzają zakłócenia do obwodów pierwotnych –
zmiana warunków bilansu cieplnego w instalacji ogrzewania, wentylacji lub przygotowania
ciepłej wody implikuje zmianę strumienia objętości i temperatury nośnika ciepła w obwodzie
pierwotnym, co z kolei powoduje zmianę położenia zaworów automatycznej regulacji
temperatury. Zmieniona charakterystyka hydrauliczna obwodów pierwotnych wpływa na
położenie zaworu regulacji różnicy ciśnienia.
Wyeliminowanie z systemów ciepłowniczych węzłów bezpośredniego połączenia
znacznie zmniejszyło liczbę problemów eksploatacyjnych: niekontrolowane ubytki wody,
przeniesienie stanów awaryjnych instalacji na sieć, oddziaływanie ciśnienia w sieci na
ciśnienie wody w instalacji.
11.1. Zrównoważenie hydrauliczne sieci ciepłowniczej. Współpraca źródła ciepła i sieci z
węzłami cieplnymi
Zrównoważenie hydrauliczne systemu ciepłowniczego polega na dostosowaniu
przepływu (strumienia masy) nośnika ciepła do aktualnych warunków zapotrzebowania na
moc cieplną
w węzłach. Efekt zrównoważenia jest wynikiem szczegółowych obliczeń
hydraulicznych zarówno w warunkach obliczeniowych, jak i w warunkach zmniejszonego
strumienia masy wody sieciowej. Poszerzenie obszaru regulacji ilościowej, przy stałej
211
temperaturze wody zasilającej, powoduje konieczność zrównoważenia systemu przy dużej
nierównomierności
przepływu.
Zrównoważona
charakteryzować parametrami operacyjnymi
sieć
ciepłownicza
powinna
się
zapewniającymi maksimum możliwości
poprawnej technicznie i uzasadnionej ekonomicznie współpracy ze źródłem ciepła i węzłami
cieplnymi. Ciśnienie (różnica ciśnienia) wytwarzana w źródle powinna być dostosowana do
wymagań węzłów cieplnych, przy uwzględnieniu straty ciśnienia w przewodach sieci
ciepłowniczej przy danym współczynniku obciążenia. O kosztach eksploatacji sieci
ciepłowniczej i źródła ciepła decyduje produkcja ciepła i zużycie energii elektrycznej do
napędu pomp w źródle (ewentualnie w pompowniach sieciowych). Zagadnienia te były
częściowo omawiane w rozdziale 7. w związku z ryzykiem kawitacji w rozległych systemach
ciepłowniczych.
Ważne zadanie w uzyskaniu zrównoważenia hydraulicznego systemu
ciepłowniczego (węzłów, sieci i źródła) ma zastosowanie zaworów regulacji różnicy
ciśnienia. Obecnie prawie nie projektuje się kompleksowych scentralizowanych systemów
ciepłowniczych takich, jakie powstawały w latach 50. i 60. XX w. Systemy istniejące
rozbudowuje się w kierunku nowych osiedli mieszkaniowych, ale zasadniczy układ magistral
ciepłowniczych w wielu miastach nie ulega zmianie. Przy projektowaniu nowej sieci
ciepłowniczej w skali globalnej wybór średnicy przewodów jest podyktowany kryterium
maksymalnej prędkości lub maksymalnej wartości jednostkowego spadku ciśnienia
(jednostkowej liniowej straty ciśnienia). Można przyjąć średnice przewodów, zakładając
różną wartość prędkości maksymalnej. Przy założeniu większej prędkości przepływu wody
strata ciśnienia w sieci ciepłowniczej w warunkach obliczeniowych będzie większa niż przy
mniejszej prędkości granicznej. Będzie to oznaczać wyższą dyspozycyjną różnicę ciśnienia w
źródle ciepła, tym samym wyższe koszty pompowania nośnika ciepła. W sieci ciepłowniczej
bez pompowni sieciowych różnica ciśnienia w źródle ciepła musi być wytworzona przy
całkowitym strumieniu objętości wody w systemie ciepłowniczym. W systemie z
pompowniami sieciowymi w pompowniach położonych dalej od źródła ciepła strumień
objętości wody jest mniejszy – mniejsza jest też energia pompowania. Na rys. 11.1. pokazano
przykładowy wykres ciśnienia w sieci o średniej rozległości (5400 m) [20] wygenerowany
przy przyjęciu do doboru średnic maksymalnej prędkości przepływu wody 2.2 m/s.
Dyspozycyjna różnica ciśnienia jest równa 10.67 bar. Węzły cieplne położone w pobliżu
źródła ciepła mają dużą nadwyżkę różnicy ciśnienia – nadwyżka ta musi być zdławiona w
zaworach regulacji różnicy ciśnienia. Może się pojawić ryzyko kawitacji w węzłach
położonych bliżej źródła. Rys. 11.2. ilustruje wykres ciśnienia otrzymany przy przyjęciu do
212
doboru średnicy maksymalnej prędkości przepływu wody 1.5 m/s. Dyspozycyjna różnica
ciśnienia jest w tym przypadku mniejsza i wynosi 6.85 bar. W tabeli 11.1. porównano
średnice odpowiednich odcinków sieci przy różnym kryterium prędkości maksymalnej (2.2
m/s i 1.5 m/s). Sieć zaprojektowana przy przyjęciu maksymalnej prędkości przepływu 1.5 m/s
będzie stateczniejsza niż sieć zaprojektowana przy prędkości 2.2 m/s, tzn. zmiana strumienia
objętości nośnika ciepła (wymuszona działaniem węzłów cieplnych) będzie powodowała
zmianę ciśnienia w sieci w mniejszym zakresie.
1400.00
1200.00
1000.00
ps1
800.00
ps1
p
pr1
pr1
600.00
400.00
200.00
0.00
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
distance [m]
Rys. 11.1. Wykres ciśnienia w sieci ciepłowniczej przy przyjęciu do doboru średnic maksymalnej prędkości
przepływu wody 2.2 m/s
1000.00
900.00
800.00
p
700.00
600.00
ps1
500.00
pr1
ps1
pr1
400.00
300.00
200.00
100.00
0.00
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
distance [m]
Rys. 11.2. Wykres ciśnienia w sieci ciepłowniczej przy przyjęciu do doboru średnic maksymalnej prędkości
przepływu wody 1.5 m/s
213
W początkowych odcinkach sieci trudno będzie uniknąć kawitacji w zaworach regulacji
różnicy ciśnienia. Struktura sieci zwykle pozwala na zamontowanie w odgałęzieniach od sieci
magistralnej zaworów regulacji różnicy ciśnienia. Przy określeniu niezbędnej dyspozycyjnej
różnicy ciśnienia w źródle ciepła należy uwzględnić stratę ciśnienia w zaworach
zamontowanych w odgałęzieniach sieci.
Tabela 11.1. Porównanie średnic sieci ciepłowniczej przy maksymalnej
prędkości przepływu wody 2.2m/s i 1.5 m/s, opracowanie własne
sekcja
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
214
l [m]
800.00
759.00
14.00
60.00
27.00
86.00
85.00
93.00
133.00
64.00
68.00
60.00
270.00
34.00
20.00
46.00
38.00
103.00
151.00
201.00
55.00
62.00
332.00
4.00
287.00
81.00
29.00
139.00
100.00
119.00
69.00
22.00
186.00
49.00
68.00
37.00
159.00
38.00
80.00
46.00
147.00
50.00
50.00
DNwmax=2.2 m/s
600
600
500
500
450
450
400
400
400
400
400
400
400
350
350
350
350
350
300
300
300
300
300
300
250
250
250
200
200
200
200
200
200
150
150
150
100
100
100
100
100
100
65
DN wmax=1.5 m/s
600
600
600
600
600
600
500
500
500
500
500
450
450
450
450
450
450
450
400
400
400
400
350
300
300
250
250
250
250
250
250
200
200
200
150
150
100
100
100
100
100
100
65
Na rys. 11.3 porównano średnice odcinków sieci. Koszt sieci w wariancie przy niższej
prędkości będzie większy niż przy prędkości wyższej. Obliczono orientacyjny wskaźnik
kosztu inwestycji jako sumę iloczynu średnicy [m] i długości odcinków sieci [m]. Wskaźniki
te są równe odpowiednio: 1963 i 2174 (iloraz jest równy 0.9). Dokładny rachunek
ekonomiczny można sporządzić w oparciu o koszt wykonania sieci cieplnej i obliczone
koszty pompowania nośnika ciepła w obydwu wariantach.
700
700
600
600
500
500
400
400
300
300
200
200
100
100
0
0
1
3
5
7
9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 41 43
Rys. 11.3. Porównanie średnicy odcinków sieci ciepłowniczej przy maksymalnej prędkości przepływu 2.2 m/s i
1.5 m/s.
Mniejsze koszty energii elektrycznej do napędu pomp w źródle będą występowały w
przypadku sieci ciepłowniczej z pompowniami sieciowymi. W kompleksowym rachunku
ekonomicznym należy uwzględnić koszt wybudowania, utrzymania i eksploatacji pompowni
sieciowych. Na rys. 11.4. przedstawiono wykres ciśnienia w sieci z poprzednich przykładów
przy założeniu budowy 2 pompowni sieciowych. Średnice przewodów sieci przyjęto przy
prędkości maksymalnej 2.2 m/s.
215
Rys. 11.4. Wykres ciśnienia w sieci ciepłowniczej z dwoma pompowniami sieciowymi
Dyspozycyjna różnica ciśnienia w źródle jest równa 5.8 bar. W poprzednich latach
unikano budowy sieci ciepłowniczych z pompowniami sieciowymi ze względu na trudności w
regulacji parametrów pompowni, zwłaszcza po wprowadzeniu skutecznej regulacji
parametrów węzłów cieplnych.. Pompy o stałej charakterystyce nie mogły się dostosować do
współpracy z siecią ciepłowniczą o zmiennym przepływie. Zmniejszenie strumienia objętości
wody w sieci powodowało wzrost wysokości podnoszenia pompy, czyli skutek przeciwny do
wymaganego – przy zmniejszeniu strumienia masy wody sieciowej maleje strata ciśnienia.
Wprowadzenie bezstopniowej regulacji prędkości obrotowej pomp pozwoliło na skuteczną
współpracę pompowni sieciowych z systemem ciepłowniczym (siecią i źródłem). Pompownie
są zlokalizowane w punkcie “1”i “2”. Minimalne ciśnienie w sieci (w przewodzie
powrotnym) jest kształtowane przez pompy stabilizujące w źródle ciepła. Pompy w źródle i w
pompowniach sieciowych utrzymują dyspozycyjną różnicę ciśnienia (ps-pr) według
następującego schematu (algorytmu):
•
pompy w źródle ciepła – w punkcie “1”
•
pompy w pompowni 1. – w punkcie “2”
•
pompy w pompowni 2. – w punkcie “3”.
Strumień objętości wody w sieci ciepłowniczej w okresie lata jest mniejszy niż w
sezonie grzewczym, odpowiednio mniejsza jest też strata ciśnienia. W celu zapewnienia
właściwych warunków działania węzłów i ekonomicznie uzasadnionego zużycia energii
elektrycznej do pompowania nośnika ciepła, należy ustalić odpowiednie parametry pracy
216
zespołów pompowych. Można zastosować odrębne zespoły pompowe do warunków sezonu
grzewczego i letnich.
Możliwości dostosowania parametrów pomp w źródle ciepła do współpracy z
dynamicznie działającą siecią ciepłowniczą stwarzają tylko rozdzielone układy źródeł ciepła:
ciepłowni i elektrociepłowni. W układzie rozdzielonym każdy z obwodów jest wyposażony w
pompy. Nie instaluje się urządzeń dławiących, aby uniknąć dyssypacji energii. W ciepłowni
można wyodrębnić następujące obwody (obiegi):
•
kotłów z pompami PK,
•
gorącego mieszania z pompami PM,
•
zimnego mieszania z pompami PZ,
•
sieci ciepłowniczej z pompami PS.
Schemat rozdzielonych obiegów ciepłowni pokazano na rys. 11.5.
Równania bilansu masy i ciepła określają wzory (11.1)..(11.4) [30]
ms = mo + mz
(11.1)
ms ⋅ tsz = mo ⋅ tkz + mz ⋅ tsp
(11.2)
n
n
∑ m [ j] = ∑ m [ j] + m
k
g
j=1
n
∑ m [ j] ⋅ t
k
j=1
o
(11.3)
j=1
kp
n
= ∑ mg[ j] ⋅ tkz + mo ⋅ tsp
(11.4)
j=1
Oznaczenia na rysunkach n – liczba kotłów.
Rys. 11.5. Schemat ciepłowni z rozdzielonymi obiegami [30]
K1..3 – kotły, PK1..3 – pompy kotłowe, PM1..3 – pompy gorącego mieszania,
PZ – pompy zimnego mieszania, PS – pompy sieciowe, m – strumień masy, p - ciśnienie
217
Zadaniem pomp kotłowych jest zapewnienie stałego przepływu wody przez kocioł
(pracujący). Pompy gorącego mieszania utrzymują minimalną wymaganą temperaturę wody
wracającej do kotła, zwiększając strumień objętości wody wracającej z sieci ciepłowniczej.
Pompy zimnego mieszania utrzymują zadaną temperaturę wody zasilającej w sieci
ciepłowniczej w wyniku mieszania strumienia wody powrotnej ze strumieniem dopływającym
z obiegów kotłów. Pompa sieciowa współpracuje z siecią ciepłowniczą – strumień objętości
(wydajność pompy) jest wynikiem oddziaływania systemu na źródło, wysokość podnoszenia
pomp sieciowych jest regulowana wymaganiami dyspozycyjnej różnicy ciśnienia w najmniej
korzystnie położonym węźle cieplnym (przeważnie najdalszym). Schemat pokazany na
rysunku pozwala zminimalizować zużycie energii elektrycznej do pompowania nośnika
ciepła, dostosowując różnicę ciśnienia w sieci do aktualnego stanu bilansu cieplnego. Układ
pozwala zmniejszyć zużycie energii w przypadku wystąpienia zysków ciepła w ogrzewanych
budynkach. Pompy kotłowe pracują tylko przy działających kotłach. Liczba działających
kotłów jest ustalana w zależności od zakresu temperatury powietrza zewnętrznego. Kotły
gazowe i olejowe mogą być utrzymywane w tzw. gorącej rezerwie, kotły spalające węgiel i
biomasę wymagają długiego rozruchu. Na rysunku 11.6. zilustrowano przykładowy diagram
przepływu w kotłowni z 4 kotłami, jednym o mocy 11.6 MW i trzema o mocy 5.8 MW.
600.00
500.00
ms
400.00
mz
300.00
mo
mk
200.00
mg
100.00
0.00
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
Rys. 11.5. Diagram przepływu [t/h] w ciepłowni 1x11.6+3x5.8 MW w zależności od temperatury
powietrza zewnętrznego [oC] [68]. Oznaczenia na rys. 11.5.
Diagram pozwala na obliczenia wielkości maksymalnego strumienia objętości w
obiegach i wyznaczenie parametrów pomp. Skoki krzywych wyznaczają punkty zmiany
218
liczby działających kotłów. Strumień masy wody sieciowej jest obliczony bez uwzględnienia
oddziaływania zysków ciepła w ogrzewanych budynkach.
W elektrociepłowni (z kotłami szczytowymi lub bez) obieg sieci powinien być również
oddzielony od obiegu wymienników ciepłowniczych (para-woda) i kotła szczytowego. W
elektrociepłowniach wybudowanych w latach 50. i 60. XX wieku przeważnie projektowano
wspólne zespoły pompowe w obiegu wymienników, kotłów i sieci. Brak skutecznie
działających urządzeń regulacyjnych w węzłach cieplnych i brak regulacji miejscowej w
ogrzewanych budynkach „usztywniał” układ przepływu i ciśnienia w sieci. Stosownie do
dzisiejszych standardów projektowania układy wspólnych zespołów pompowych nie mają
możliwości współpracy z dynamiczną siecią ciepłowniczą, współpracującą z nowoczesnymi
węzłami cieplnymi i instalacjami wewnętrznymi. Podobnie jak ciepłowniach wyposażonych
w kotły, w elektrociepłowni należy rozdzielić obiegi: wymiennika ciepłowniczego i sieci.
Ilustruje to rys. 11.7. Sama separacja hydrauliczna obiegów nie jest wystarczająca:
priorytetem w eksploatacji EC jest produkcja energii elektrycznej, najczęściej pozbawiona
elastyczności. Brak odbioru ciepła z wymiennika ciepłowniczego będzie zmniejszał
produkcję energii elektrycznej i utrudniał funkcjonowanie turbiny. Dlatego też elementem
niezbędnym do współpracy EC z siecią ciepłowniczą jest zasobnik ciepła. Pojemność
zasobnika określa się w oparciu o dobowy profil produkcji energii elektrycznej i profil
zapotrzebowania na moc cieplną w systemie ciepłowniczym.
3
1
4
2
Rys. 11.7. Rozdzielenie obiegów elektrociepłowni, 1 – pompa wymiennika ciepłowniczego, 2 – pompa sieciowa,
3 – wymiennik ciepłowniczy (para-woda), 4 – zasobnik ciepła
219
Zrównoważenie systemu ciepłowniczego przynosi korzyści odbiorcy ciepła. System o
dobrych cechach regulacyjnych pozwala na optymalizację parametrów operacyjnych i na
ekonomiczną eksploatację węzła cieplnego. Należy pamiętać, że na działanie węzła cieplnego
ma istotny wpływ instalacja wewnętrzna – jeśli jej działanie będzie wadliwe, eksploatacja
węzła cieplnego może odbiegać od optymalnej.
Główne korzyści wynikające ze zrównoważenia systemu ciepłowniczego to dla
dostawcy ciepła:
•
zmniejszenie do minimum czynności eksploatacyjnych w węzłach cieplnych i
źródle ciepła,
•
dostosowanie produkcji ciepła do aktualnego zapotrzebowania,
•
możliwości dokładnej regulacji parametrów operacyjnych w źródle ciepła,
•
możliwości dokładnej regulacji parametrów operacyjnych w węzłach cieplnych,
•
minimalizacja przepływu nośnika ciepła,
•
minimalizacja zużycia ciepła i energii pompowania w źródle,
•
minimalizacja zużycia ciepła i energii pompowania w węzłach cieplnych,
•
stabilność pracy systemu,
•
minimalizacja kosztu eksploatacji systemu.
Główne korzyści dla odbiorcy ciepła:
•
zmniejszenie do minimum czynności eksploatacyjnych w węźle,
•
łatwe ustawienia wielkości regulowanych,
•
stabilna temperatura w obwodach regulowanych,
•
brak uciążliwości związanych z hałasem,
•
długa żywotność elementów wyposażenia węzła cieplnego,
•
dostosowanie konsumpcji ciepła do aktualnego zapotrzebowania,
•
minimalizacja opłat z tytułu dostawy ciepła.
Tabela 11.2. podaje możliwe warianty własności i eksploatacji węzłów cieplnych.
Tabela11.2. Warianty własności i eksploatacji węzłów cieplnych, PC – Przedsiębiorstwo Ciepłownicze,
U - użytkownik
Lista
Własność wyposażenia węzła
Własność pomieszczenia węzła
Eksploatacja węzła
220
Model 1
PC
PC
PC
Model 2
PC
U
PC
Model 3
U
U
PC
Model 4
U
U
U
W każdym przypadku własnością Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego są następujące elementy
węzła cieplnego:
•
ciepłomierz,
•
regulator różnicy ciśnienia i przepływu.
11.2. Znaczenie regulatorów różnicy ciśnienia w systemie ciepłowniczym
Regulatory różnicy ciśnienia (z ograniczeniem przepływu) są elementem niezbędnym w
węźle cieplnym. Konieczność ich montażu jest podyktowana wymaganiami Przedsiębiorstw
Ciepłowniczych. Panują odmienne opinie na temat konieczności stosowania zaworów z
ograniczeniem przepływu. Przy starannym obliczeniu strat ciśnienia w węźle i zgodności
wykonania węzła cieplnego z projektem przyjęta wielkość regulowana dyspozycyjnej różnicy
ciśnienia (wewnętrznej) w zasadzie determinuje maksymalny strumień objętości wody w
węźle cieplnym. Stosowanie ograniczenia przepływu daje Przedsiębiorstwu Ciepłowniczemu
narzędzie do bezpośredniego ograniczenia przepływu, np. przy zmniejszeniu przez
użytkownika mocy zamówionej do ogrzewania lub przygotowania ciepłej wody.
Główne funkcje regulatora różnicy ciśnienia w węźle cieplnym to:
•
regulacja (stałej wartości) różnicy dyspozycyjnej ciśnienia w pętli regulacji
(wewnętrznej) – zapewnia to odpowiednie warunki działania obwodów węzła wraz
z zaworami regulacyjnymi temperatury,
•
eliminacja wpływu zmian ciśnienia w sieci ciepłowniczej na działanie węzła, tym
samym uniezależnienie od zmiennych warunków zasilania i oddziaływania innych
węzłów - zawór regulacji różnicy ciśnienia nie chroni przed wzrostem ciśnienia
ponad wartość dopuszczalną, jego działanie nie jest w stanie zapobiec przekazaniu
szybkiego impulsu ciśnienia przy jego wzroście; jeżeli ciśnienie w sieci może
wzrosnąć ponad wartość dopuszczalną w obwodach pierwotnych węzła cieplnego
(taki przypadek występuje niezwykle rzadko), należy w węźle cieplnym
przewidzieć zawór bezpieczeństwa,
•
eliminacja zmiany dyspozycyjnej różnicy ciśnienia przy zmianie temperatury
wody zasilającej w sieci ciepłowniczej – wskutek zmiany stopnia otwarcia
zaworów regulacji temperatury ustala się odmienna charakterystyka hydrauliczna
obwodów,
221
•
łatwa zmiana wielkości regulowanej (nastawy) przy zmianie parametrów
operacyjnych – np. zmianie mocy zamówionej albo zmianie warunków zimowych
na letnie,
•
ograniczenie przepływu – strumień objętości wody sieciowej w węźle cieplnym
nie może wzrosnąć o więcej niż 5-10%. Zmiana przepływu w takim stopniu nie
jest w stanie zwiększyć mocy cieplnej wymiennika ciepła w obwodzie ogrzewania
i przygotowania ciepłej wody,
•
łatwa zmiana nastawionej wartości ograniczenia przepływu, np. przy zmianie
mocy zamówionej,
•
eliminacja wpływu zmiany charakterystyki hydraulicznej obwodów pierwotnych
na sieć ciepłowniczą – z dokładnością do zmiennej straty ciśnienia w regulatorze
różnicy ciśnienia węzeł cieplny w obrazie sieci może być uważany za punkt o
stałej wartości dyspozycyjnej różnicy ciśnienia.
Zawory regulacji różnicy ciśnienia (regulatory bezpośrednie lub z zawory regulacyjne z
siłownikami elektrycznymi) mogą być instalowane w odgałęzieniach sieci ciepłowniczej od
magistrali, zwłaszcza w odcinkach leżących w pobliżu źródła ciepła.
Główne funkcje tych zaworów to:
•
ustalenie stałej różnicy ciśnienia w odgałęzieniu sieci, co pozwala na stabilną
pracę węzłów cieplnych,
•
łatwa zmiana wielkości regulowanej różnicy ciśnienia przy rozbudowie sieci lub
zmianie mocy zamówionej przez odbiorców,
•
eliminacja ryzyka wystąpienia kawitacji w zaworach regulacji różnicy ciśnienia,
•
eliminacja wpływu zmian ciśnienia w przewodach sieci magistralnej i źródle na
działanie węzłów cieplnych w regulowanej gałęzi..
11.3. Ograniczenie mocy cieplnej i przepływu nośnika ciepła w źródle ciepła
Parametry projektowe źródła ciepła powinny korespondować z parametrami
operacyjnymi innych elementów systemu ciepłowniczego. Moc cieplna źródła ciepła jest
maksymalną mocą wszystkich zamontowanych jednostek kotłowych lub sumą mocy
wymienników ciepłowniczych i kotłów szczytowych w elektrociepłowni. Moc cieplna źródła
ciepła powinna pokrywać największą wielkość zapotrzebowania na moc cieplną w systemie
ciepłowniczym z uwzględnieniem strat przesyłu. Straty ciepła w sieciach budowanych
222
obecnie nie przekraczają 5÷8% mocy cieplnej systemu. W sieciach ciepłowniczych
wybudowanych w poprzednich latach poziom strat ciepła w odniesieniu do mocy cieplnej
może przyjmować wartości z przedziału 8÷12% mocy cieplnej systemu. Wskaźnik strat ciepła
odniesiony do przesyłanego ciepła jest zwykle większy niż wskaźnik odniesiony do mocy
cieplnej. Maksymalna moc cieplna do ogrzewania budynków
jest przyjmowana przy
najniższej (obliczeniowej) temperaturze powietrza zewnętrznego. W polskich warunkach
klimatycznych może wystąpić dłuższy (kilkudniowy) okres o minimalnej temperaturze
powietrza
zewnętrznego,
stąd
ryzykowne
byłoby
przyjmowanie
współczynnika
zmniejszającego do wymaganej mocy źródła do celów ogrzewania. Jest istotne, aby
Przedsiębiorstwo
Ciepłownicze
dysponowało
wiarygodnymi
danymi
wielkości
zapotrzebowania na moc cieplną ogrzewanych budynków. Zamówiona moc cieplna powinna
odpowiadać rzeczywistym potrzebom cieplnym budynku. Zmiany mocy cieplnej powinny
mieć uzasadnienie i być na bieżąco nanoszone na mapę systemu i do programu obliczeń sieci
ciepłowniczej.
W systemach ciepłowniczych w średnich i dużych miastach czas przepływu wody przez
najdalszy obieg sieci ciepłowniczej wynosi kilkanaście godzin. Maksimum zapotrzebowania
na ciepłą wodę występuje przeciętnie w tym samym czasie w większości budynków (szczyt
poranny i wieczorny). Efektem zwiększonego zapotrzebowania na ciepłą wodę jest obniżenie
temperatury wody sieciowej wracającej z obwodu przygotowania ciepłej wody, Strumień
masy nośnika ciepła jest ograniczony w wyniku działania zaworu regulacji temperatury i
zaworu regulacji różnicy ciśnienia. Woda o niższej temperaturze odpływająca z węzła o
aktualnie maksymalnym zapotrzebowaniu na ciepłą wodę miesza się z wodą powrotną w sieci
ciepłowniczej, która dopłynęła z węzłów położonych dalej od źródła. Różnica czasu kilku
godzin
powoduje
niejednoczesność
oddziaływania
ochłodzonego
strumienia
wody
wracającego z węzłów cieplnych na przewody zbiorcze sieci ciepłowniczej.
W źródle ciepła potrzeby ciepłej wody redukują się do wartości średnich godzinowych.
Do bilansu mocy cieplnej źródła należy przyjmować moc cieplną do przygotowania ciepłej
wody określoną w warunkach średnich godzinowych. Przy określeniu niezbędnej mocy źródła
ciepła do przygotowania ciepłej wody w okresie lata należy przyjąć realne wartości strat
ciepła w sieci ciepłowniczej. Wskaźnik strat ciepła w lecie, mimo niższej temperatury nośnika
ciepła, jest wyższy niż w warunkach sezonu grzewczego. Zapotrzebowanie na moc cieplną
do przygotowania ciepłej wody w źródle ciepła stanowi zwykle 8÷15% zapotrzebowania na
moc cieplną do celów ogrzewania.
223
Największą niestabilnością mocy cieplnej charakteryzują się układy podgrzewania
powietrza wentylacyjnego. Układy mogą działać ciągle, ale np. w niektórych obiektach
użyteczności publicznej mogą działać okresowo. W przeciętnych systemach miejskich udział
układów wentylacyjnych jest niewielki i nie wpływa istotnie na działanie systemu. Może
natomiast zakłócać działanie odgałęzień sieci ciepłowniczej o dużej liczbie obiektów z
instalacją wentylacji mechanicznej.
Przedsiębiorstwo Ciepłownicze może w każdym sezonie grzewczym dokonać
weryfikacji mocy cieplnej na podstawie wskazań ciepłomierzy w budynkach i ciepłomierza w
źródle ciepła. Pozwala to także oszacować straty ciepła w systemie. Przedsiębiorstwo
Ciepłownicze powinno także skontrolować zgodność mocy zamówionej z rzeczywistą mocą
cieplną
pobieraną
przez
budynek.
Bazy
danych
systemu
ciepłowniczego
mogą
współpracować z systemami graficznymi i z systemem monitoringu parametrów.
Strumień masy (objętości) nośnika ciepła w systemie ciepłowniczym jest wypadkową
oddziaływania wszystkich węzłów. Jest wymuszony przez stan pracy węzłów cieplnych,
nie jest kształtowany przez pompy sieciowe. Dokładne obliczenie węzłów cieplnych,
projektowanych i węzłów o zmienionej mocy zamówionej prowadzi do wyznaczenia
wiarygodnej wartości łącznego strumienia nośnika ciepła w źródle. Z uwagi na nieliniowość
charakterystyki wymienników ciepła zmniejszonej mocy cieplnej będzie odpowiadał
zmniejszony strumień masy nośnika ciepła w stopniu istotnie większym niż zmiana
proporcjonalna. Program HEXACT pozwala na dokładne symulacje działania węzłów
cieplnych w zmienionych warunkach zapotrzebowania na moc cieplną. Występowanie
zysków ciepła w budynkach (wewnętrznych i zewnętrznych) prowadzi do istotnego
zmniejszenia strumieni masy w obwodzie pierwotnym ogrzewania. Zmniejszenie strumienia
nośnika ciepła może występować w różnych punktach sieci, prowadząc do obniżenia
strumienia w źródle. Funkcja priorytetu ciepłej wody stabilizuje strumień nośnika ciepła w
obwodzie przyłączeniowym węzła cieplnego. Na rys. 11.8. pokazano wyniki obliczeń
strumienia masy [20, 21..29] w węźle cieplnym do celów ogrzewania i przygotowania ciepłej
wody wyposażonym w funkcję priorytetu ciepłej wody, przy ograniczeniu sumy stopnia
otwarcia zaworów w obwodzie ogrzewania i przygotowania ciepłej wody do 150%. Większa
zmienność strumienia masy nośnika ciepła wystąpi w okresie lata. W pewnych okresach doby
przepływ w sieci ciepłowniczej może się zmniejszyć prawie do zera. Może wówczas mieć
miejsce znaczne ochłodzenie wody dopływającej do odległych węzłów cieplnych.
224
Przedsiębiorstwo Ciepłownicze powinno dokonać oceny technicznej i ekonomicznej
efektywności funkcjonowania systemu ciepłowniczego w okresie lata.
2.400
2.200
2.000
1.800
msco
msc
1.600
1.400
1.200
1.000
23:20:51
22:40:51
22:00:51
21:20:51
20:40:51
20:00:51
19:20:51
18:40:51
18:00:51
17:20:51
16:40:51
16:00:51
15:20:51
14:40:51
14:00:51
13:20:51
12:40:51
12:00:51
11:20:51
10:40:51
10:00:51
09:20:51
08:40:51
08:00:51
07:20:51
06:40:51
06:00:51
05:20:51
04:40:51
04:00:51
03:20:51
02:40:51
02:00:51
01:20:51
00:40:51
00:00:51
0.800
Rys. 11.8. Strumień masy nośnika ciepła w węźle cieplnym z priorytetem ciepłej wody w wybranej dobie. Górna
krzywa – przepływ sumaryczny, dolna krzywa – przepływ w obwodzie pierwotnym ogrzewania [21, 29]
Minimalizacja przepływu w źródle cieplnym jest możliwa przy prawidłowym ustaleniu
parametrów operacyjnych węzłów cieplnych. Uzyskanie efektów ekonomicznych w postaci
zmniejszenia zużycia energii elektrycznej przez pompy sieciowe jest możliwe tylko w
źródłach ciepła z rozdzielonymi obiegami.
Strumień masy nośnika ciepła można określić orientacyjnie (np. do celów koncepcji) w
funkcji całkowitego zapotrzebowania na moc cieplną w systemie. Dane, podane na podstawie
doświadczeń autora, należy jednak traktować jako przybliżone. W tabeli 11.2. podano
propozycję współczynnika zmniejszającego do obliczeniowego strumienia masy nośnika
ciepła w zależności od mocy cieplnej obszaru ciepłowniczego. Obliczeniowy strumień masy
nośnika ciepła wyznacza się z wzoru:
ms =
Φ sh + ΦDHW + Φ ve
cp(tsso − tro )
(11.5)
gdzie:
Φsh – moc cieplna do celów ogrzewania, kW,
225
ΦDHW – moc cieplna do przygotowania ciepłej wody (średnia godzinowa), kW,
Φsh – moc cieplna do celów wentylacji, kW.
Potrzeby technologiczne w dużych systemach ciepłowniczych można pominąć.
Tabela 11.2. Współczynnik korekcyjny do przepływu obliczeniowego
w sieci ciepłowniczej [20]
Moc cieplna obszaru [MW]
do 1
1÷5
5÷10
10÷20
20÷50
50÷300
300÷3000
większa niż 3000
Współczynnik korekcyjny
do przepływu obliczeniowego
0.95
0.90÷0.95
0.85÷0.90
0.80÷0.90
0.75÷0.85
0.65÷0.80
0.60÷0.75
0.50÷065
W celu osiągnięcia zrównoważenia każdy element systemu ciepłowniczego powinien
być zaprojektowany i eksploatowany prawidłowo. Pierwsza kwestia to zadanie projektantów,
druga służb eksploatacyjnych Przedsiębiorstw Ciepłowniczych.
226
12. POMIESZCZENIA WĘZŁÓW CIEPLNYCH – WYMAGANIA
Wymagania, jakie powinny spełniać pomieszczenia węzłów cieplnych mogą być różne
w różnych krajach. Większość wymagań odnośnie do pomieszczeń węzłów cieplnych w
Polsce, podanych w dalszej części rozdziału nie ma charakteru prawnego – jest wynikiem
stosowania wycofanych norm i „dobrych praktyk”. Pomieszczenie węzła cieplnego nie jest
miejscem pracy w rozumieniu przepisów Prawa pracy [56]. Jedyny przepis prawa, który może
mieć zastosowanie do węzłów cieplnych to „Warunki techniczne, jakim powinny odpowiadać
budynki i ich usytuowanie” [55]. Określają wymagania w stosunku do pomieszczeń
technicznych, do których zalicza się węzeł cieplny.
Wymagania, jakim powinny odpowiadać pomieszczenia węzłów cieplnych, podano
według [18].Pomieszczenie węzła cieplnego nie jest pomieszczeniem o zagrożeniu pożarem
lub wybuchem. Nie ma żadnych wymagań dotyczących montażu węzłów cieplnych w
budynkach jednorodzinnych, węzły kompaktowe nogą być montowane w dowolnym
pomieszczeniu. W budynkach mieszkalnych wielorodzinnych, użyteczności publicznej i
przemysłowo-magazynowych węzły cieplne powinny spełniać wymagania, które można
podzielić na następujące grupy:
a. Wymagania budowlane i funkcjonalne,
b. Wymagania montażowe i technologiczne,
c. Wymagania instalacyjne (woda i kanalizacja),
d. Wymagania wentylacyjne,
e. Wymagania elektryczne.
a. Wymagania budowlane i funkcjonalne
•
węzeł cieplny powinien być położony możliwie w centralnej części budynku,
•
pomieszczenie powinno być wyłącznie przeznaczone na węzeł cieplny, nie może
być dzielone z innymi użytkownikami),
•
klucz do pomieszczenia węzła cieplnego powinien mieć administrator budynku i
przedstawiciel Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego (PC),
•
pomieszczenie powinno przylegać do ściany zewnętrznej budynku,
•
okno nie jest wymagane, ale zalecane,
•
wymiary pomieszczenia powinny umożliwiać montaż urządzeń i swobodny
dostęp do nich,
227
•
minimalna wysokość pomieszczenia (w węzłach o mocy powyżej 1MW zaleca
się wysokość 2.5÷3.0 m,
•
minimalna szerokość przejścia: 0.75 m,
•
minimalna szerokość drzwi (w większych węzłach szerokość drzwi dostosować
do wymiarów urządzeń),
•
minimalna wysokość drzwi: 2.0 m,
•
wykonanie drzwi: z blachy lub obite blachą, otwierane na zewnątrz (pod
naciskiem),
•
grubość ścian powinna umożliwić montaż urządzeń (jeśli potrzebny).
•
ściany powinny być otynkowane i pomalowane farbą odporną na wilgoć,
•
podłoga powinna być gładka, wykonana z elementów niepalnych, wodoodporna,
odporna na uderzenie, ze spadkiem minimum 1% w kierunku odwodnienia,
•
podłoga nad pomieszczeniem powinna mieć odpowiednią nośność,
•
poziom dźwięku generowany przez węzeł nie powinien przekraczać 40 dB(A),
•
na drzwiach
należy umieścić napis:
WĘZEŁ CIEPLNY –
WSTĘP
WZBRONIONY.
b. Wymagania montażowe i technologiczne
•
minimalna odległość izolacji przewodu od przegrody budowlanej powinna
wynosić 0.1 m,
•
przejście pod elementami węzła powinno wynosić minimum 1.9 m, wyjątkowo,
przy mniejszej wysokości, należy element pomalować w żółto-czarne pasy,
•
minimalna szerokość przejścia przy silnikach i urządzeniach elektrycznych:
1.2 m,
•
minimalna wysokość umieszczenia elementu wymagającego obsługi: 1.7 m,
•
odległość od elementu wymagającego ciągłej obsługi: 1.3 m,
•
minimalna odległość przed rozdzielnicą elektryczną: 1.2 m,
•
maksymalna temperatura elementów: 70 oC,
•
przejścia
przez
przegrody
budowlane
wydłużenie przewodu (tuleje ochronne).
228
powinny
umożliwiać
swobodne
c. Wymagania instalacyjne (woda i kanalizacja)
•
w węźle cieplnym należy przewidzieć instalację wody z zaworem odcinającym
ze złączką do węża i nasadą antyskażeniową oraz zlew (na życzenie
Przedsiębiorstwa Ciepłowniczego),
•
połączenie wody zimnej stanowi część instalacji ciepłej wody w węźle cieplnym,
•
w posadzce należy wykonać wpusty podłogowe, w pobliżu urządzeń o znacznej
pojemności,
•
jeżeli jest takie wymaganie PC, w posadzce wykonać studzienką schładzającą,
•
wszystkie przybory należy połączyć z instalacją kanalizacyjną w budynku,
zalecany jest system grawitacyjny,
d. Wymagania wentylacyjne
•
pomieszczenie węzła cieplnego powinno posiadać wentylację nawiewną i
wywiewną,
•
wentylacja nawiewna powinna być wykonana w formie kanału
“Z” wlot
powietrza na wysokości 2 m nad terenem, wylot 0.3÷0.5 m nad posadzką, wylot
powietrza powinien znajdować się z dala od chłodnych części instalacji, za
zgodą PC możliwe jest zastosowanie nawiewnika okiennego,
•
wlot przewodu wywiewnego powinien być umieszczony nie niżej niż 30 cm pod
sufitem, przewód wentylacyjny powinien być wyprowadzony ponad dach
budynku i zakończony wylotem odpowiednio zabezpieczonym przed działaniem
czynników atmosferycznych,
•
w pomieszczeniu węzła cieplnego bez okien jest wymagana wentylacja
mechaniczna.
e. Wymagania elektryczne
•
minimalne natężenie oświetlenia powinno wynosić 50 lx,
•
wyłącznik oświetlenia powinien być umieszczony wewnątrz pomieszczenia, od
strony otwierania drzwi, na wysokości 1.4 m nad posadzką,
•
zasilanie elektryczne powinno być wykonane z oddzielnego obwodu,
229
•
rozdzielnice i skrzynki elektryczne należy montować na wysokości1.5÷1.8 m
nad posadzką,
•
przed rozdzielnicą powinien być na posadzce położony dywanik dielektryczny,
•
zalecane jest zasilanie napięciem 230 V AC, jeśli jest potrzebne napięcie
24 V AC, należy zastosować transformator, przy wymaganiu napięcia 24 VDC
należy zainstalować prostownik,
•
każdy element elektryczny powinien mieć sygnalizację świetlną pracy (zielone
światło – praca, czerwone – wyłączenie),
•
na wewnętrznej stronie rozdzielnicy elektrycznej należy umieścić schemat
synoptyczny,
•
wymagany jest odrębny licznik energii elektrycznej,
•
wszystkie
obwody
elektryczne
powinny
mieć
zabezpieczenie
przeciwporażeniowe i przeciw upływowi prądu,
•
w zakres robót elektrycznych wchodzą przewody wyrównawcze, połączone z
elementami metalowymi węzła cieplnego, przewody należy połączyć z
systemem uziemienia (zerowania).
Przedsiębiorstwo Ciepłownicze może mieć inne wymagania, niż opisane powyżej.
Dodatkowe wymagania powinny być wyspecyfikowane w załączniku do warunków
przyłączenia do sieci ciepłowniczej.
230
LITERATURA
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
Albers J. et al.: Zentralheizungs- und Lüftungsbaufür Anlagenmechaniker SHK, Technologie, Hamburg
2007.
Boysen, H., Thorsen J. E. “How to avoid pressure oscillations in district heating systems”,
EuroHeat& Power English, Edition II 2003.
Burd A. L. „Computer Design of Thermal Heating Substations for District Heating”, ASHRAE
Transactions 1994, p.245-265.
David P. De Witt and D. P. Dewitt. “Fundamentals of Heat and Mass Transfer “(3rd ed.). John Wiley &
Sons, 1990.
Dostosowanie parametrów operacyjnych węzła cieplnego do zmiany mocy zamówionej, Sympozjum
Elektrotermex – Wierzba, 15-17.05 2013.
EuroHeat and Power Guidelines for District Heating Substations, 2008.
Idelchik E., Begell CRC .: “House Handbook of Hydraulic Resistance”, 3rd Edition – 1994.
Munson, Bruce R.. Fundamentals of Fluid Mechanics. John Wiley& Sons, , 1990.
Nejranowski J. Szaflik W. „Zmienność poboru ciepłej wody użytkowej w budynkach mieszkalnych
wielorodzinnych, wyposażonych w wodomierze mieszkaniowe”, Ciepłownictwo Ogrzewnictwo
Wentylacja 1/99 s. 13-18,27.
NORSOK STANDARD R-004 Piping and equipment insulation, 2012.
Nowakowski E., Jeżowiecki J., Wymiarowanie przewodów instalacji wodociągowych według metody
uproszczonej, mat. konf. „Nowe technologie w sieciach i instalacjach wodociągowych i kanalizacyjnych”,
Gliwice 2010.
Nowakowski E., Obliczeniowe przepływy wody w budynkach mieszkalnych. Wybór metody, „Rynek
Instalacyjny” nr 4/2011.
Oleśkowicz Popiel C. Wojtkowiak J. : Wzory aproksymujące właściwości fizyczne wody przeznaczone do
obliczeń wymiany ciepła na komputerach PC. Ciep³ownictwo Ogrzewnictwo Wentylacja 2/95 s. 55-58.
Pomiary zużycia ciepłej wody w budynkach w Toruniu, 2005 r.
Technical Document No. TP-V300 Effective: May 1997 Crosby® Pressure Relief Valve Engineering
Handbook Crosby Valve Inc.
Tyco Pressure Relief Valve Engineering Handbook AndersonGreenwood, Crosby and Varec Products
Preliminary Edition, March 2012.
Wiśniewski S. Wiśniewski T. S.: Wymiana ciepła, wyd.3 WN-T Warszawa 1994.
Zaborowska E. Zasady projektowania wodnych węzłów ciepłowniczych, Gdańsk 2011.
Żarski K. „Nowoczesne ciepłownictwo w Polsce - możliwości i ograniczenia”, Ciepłownictwo
Ogrzewnictwo Wentylacja 6/96 s. 367-372..
Żarski K. „Sieci i węzły ciepłownicze”, Wydawnictwo Forum, Poznań 2013.
Zarski K.: “Minimisation of mass flow in district heating network equipped with one stage domestic hot
water production substations”, Latin America Journal of Management for Sustainable Development, No
1/2013.
Zarski K.: “Zasady obliczeń węzłów cieplnych”, materiały szkoleniowe, 2013, niepublikowane
Żarski K.: „Charakterystyka cieplna i hydrauliczna wymienników płytowych w układach przygotowania
ciepłej wody”, XIII Konferencja Ciepłowników „Efektywność dystrybucji i wykorzystania ciepła”,
Rzeszów-Jawor 27-29.09. 2001.
Żarski K.: „Charakterystyka hydrauliczna dwustopniowego węzła cieplnego w systemie regulacji
jakościowej z tłumioną temperaturą powietrza zewnętrznego”, Informacja INSTAL nr 10/2000 s. 7-11.
Żarski K.: „Mechanika płynów. Wybrane zagadnienia w ujęciu komputerowym”, Ośrodek Informacji
„Technika Instalacyjna w Budownictwie”, Warszawa, 2007 r.
Żarski K.: „Propozycja procedur obliczeniowych dwufunkcyjnych węzłów ciepłowniczych”, INSTAL nr
9/2009, s. 12-18.
Żarski K.: „Wpływ zmienności zapotrzebowania na ciepłą wodę na wielkość strumienia nośnika ciepła w
węźle cieplnym z automatyczną regulacją różnicy ciśnienia”, Międzynarodowa Konferencja Naukowo-
231
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
39a
Techniczna „Problemy Inżynierii Środowiska - u progu nowego tysiąclecia”, Wrocław, Szklarska Poręba
5-7.10 2000 r.
Żarski K.: Obliczeniowy strumień objętości ciepłej wody do celów projektowania węzłów cieplnych w
budynkach mieszkalnych”, INSTAL nr 9/2013, s. 24-28.
Żarski K.:„Influence of the Maximum Consumption of Hot Domestic Water Periods on Thermal Balance
in Residential Buildings”, Międzynarodowa Konferencja „Air Conditioning and District Heating”,
Wrocław - SzklarskaPoręba 04-07.06.1998.
Żarski K. „Obiegi wodne i parowe w kotłowniach”, Instal, Warszawa 2000.
Żarski K. „Technika cieplna z elementami mechaniki gazów”, Toruń 2001.
Żarski K. „Termodynamika - zagadnienia praktyczne w ogrzewnictwie i klimatyzacji”, Óśrodek Informacji
Technika Instalacyjna w Budownictwie, Warszawa 2005.
Żarski K. „Uogólnione równanie wymiany ciepła w stanie stacjonarnym instalacji ogrzewania wodnego
współpracującej z przegrodami zewnętrznymi budynku”, Ciepłownictwo Ogrzewnictwo Wentylacja nr
8/95 s. 382-384.
Żarski K. „Węzły cieplne w miejskich systemach ciepłowniczych”, Ośrodek Informacji „Technika
Instalacyjna w Budownictwie” Warszawa 1997.
Żarski K. „Wykorzystanie pojemności cieplnej konstrukcji budynku w nowoczesnych rozwiązaniach
węzłów ciepłowniczych”, Konferencja Naukowo-Techniczna „Inżynieria Procesów Budowlanych”,
Bydgoszcz 12-15.06.1997 r.
Żarski K.: „Aspekty techniczne i ekonomiczne stosowania dwustopniowych węzłów ciepłowniczych” ”,
INSTAL 1/2007, s. 4-8.
Żarski K.: „Możliwości stosowania jednostopniowych węzłów ciepłowniczych w budownictwie
mieszkaniowym”, INSTAL 3/2007, s. 16-19.
HEXACT User Manual v. 1.5.1
Flatstation_Handbook_Thermix, Danfoss, 2013.
“Danfoss knowledge and experience in District Heating applications” – “Wiedza i doświadczenie Danfoss
w ciepłownictwie”
.
Normy:
40 PN-EN 806-1:2004 Wymagania dotyczące wewnętrznych instalacji wodociągowych do przesyłu wody
przeznaczonej do spożycia przez ludzi, Część 1: Postanowienia ogólne.
przeznaczonej do spożycia przez ludzi. Część 2: Projektowanie (oryg.).
przeznaczonej do spożycia przez ludzi. Część 3: Wymiarowanie przewodów. Metody uproszczone (oryg.).
przeznaczonej do spożycia dla ludzi. Część 4: Instalacje (oryg.).
44 PN-EN 12831:2006 „Instalacje ogrzewcze w budynkach. Metoda obliczania projektowego obciążenia
cieplnego”
45 PN-B-02414:1999P „Zabezpieczenia instalacji ogrzewań wodnych systemu zamkniętego z naczyniami
wzbiorczymi przeponowymi”
46 PN-B-02421:2000 ”Ogrzewnictwo i ciepłownictwo. Izolacja cieplna przewodów, armatury i urządzeń.
Wymagania
47 PN EN ISO 12241 „Izolacja cieplna wyposażenia budynków i instalacji przemysłowych - Zasady obliczania”
48 PN-EN ISO 4126-1 „Urządzenia zabezpieczające przed nadmiernym wzrostem ciśnienia – Część 1: Zawory
bezpieczeństwa”
49 PN-EN ISO 4126-1 „Urządzenia zabezpieczające przed nadmiernym wzrostem ciśnienia –Część 7: Dane
ogólne”
50 PN-EN 12828 „Instalacje ogrzewcze budynkach. Projektowanie wodnych instalacji centralnego ogrzewania”
51 PN-EN 10216 -2 Rury stalowe bez szwu do zastosowań ciśnieniowych. Warunki techniczne dostawy.
52 PN-EN 10216 - 7Rury stalowe bez szwu ze stali nierdzewnej. Warunki techniczne dostawy.
232
53
54
PN-EN 1057 Miedź i stopy miedzi – Rury miedziane okrągłe bez szwu do wody i gazu stosowane w
instalacjach sanitarnych i ogrzewania.
DT-UC-90 WO Warunki Techniczne Dozoru Technicznego. Urządzenia Ciśnieniowe. Wymagania Ogólne
Akty prawne:
55 Rozporządzenie Ministra Infrastruktury z 12 kwietnia 2002 r. w sprawie warunków technicznych, jakim
powinny odpowiadać budynki i ich usytuowanie, z późniejszymi zmianami (Dz. U 75/2002)
56 Rozporządzenie Ministra Pracy i Polityki Socjalnej z dnia 9 lipca 2008 w sprawie ogólnych przepisów
bezpieczeństwa i higieny pracy, tekst jednolity Dz. U 169/2003
Strony internetowe:
57 www.if.pw.edu.pl, dostęp 12.2013
58 www.academia.pl, dostęp 12.2013
59 www.elektroda.pl/rtvforum/topic889176.html, dostęp 12.2013
Katalogi:
60 Danfoss
61 Reflex
62 Giacomini
63 Honeywell
Programy komputerowe
64 HEXACT 1wersja 2.1.2. Danfoss
65 WEZELHEXACT – OBLICZENIE WĘZŁÓW CIEPLNYCH Danfoss, opracowanie autora
66 MIX – obliczenie układów mieszania w kotłowniach, opracowanie autora
67 MEDIUM – symulacja stanów eksploatacyjnych instalacji ogrzewania, opracowanie autora
68 N258 – właściwości pary wodnej, ABB
69 WYKRESREG – wykres regulacyjny sieci cieplnej, opracowanie autora
70 e-QUOTATION– program do projektowania węzłów cieplnych, Danfoss
71 WILO SELECT – program doboru pomp
233
Dbamy o Twoje interesy
Firma Danfoss to więcej niż tylko marka urządzeń dla ciepłownictwa. Od
ponad 75 lat dostarczamy naszym klientom na całym świecie pełen zakres
urządzeń — od podzespołów po kompletne rozwiązania do sieci cieplnych. Od pokoleń prowadziliśmy naszą działalność, mając na uwadze interesy klientów — to jest i pozostanie naszym priorytetem.
Kierowani wymaganiami klientów przez lata gromadzimy doświadczenia,
aby stanąć na czele twórców nowatorskich rozwiązań, stale dostarczać zarówno urządzenia, ekspertyzy, jak i kompletne systemy do aplikacji związanych z energią.
Naszym celem jest dostarczanie rozwiązań i produktów, które będą dla
odbiorców zaawansowaną i łatwą w obsłudze technologią przynoszącą
korzyści środowisku i klientom. Jednocześnie zapewniamy szeroki zakres
wsparcia technicznego i serwisu.
Więcej informacji można uzyskać, kontaktując się z firmą
Danfoss lub odwiedzając witrynę www.ecl.danfoss.com
Danfoss Poland Sp. z o .o. • ul. Chrzanowska 5 • 05- 825 Grodzisk Mazowiecki
Adres Tuchom: ul. Tęczowa 46, Tuchom • 80-209 Chwaszczyno • Tel.( 48 58) 512 91 00 • Fax ( 48 58) 512 91 05
E- mail: [email protected] • www.danfoss.pl
© Copyright Danfoss District Energy | MZ | July 2014

węzły cieplne poradnik projektowania

Transkrypt

Podobne dokumenty

VIZENGO - Atlantic

DPD Dodatkowe zalecenia - elektronika i sprzęt RTV AGD

instrukcja obsługi Master AC1400E

Rysunek architektoniczno