《蒸汽采暖》.docxVIP

在做蒸汽采暖时，一般蒸汽管道我是按照《实用供热空调设计手册》上的室内高压蒸汽管径计算表选择的，把比摩阻定在60~120Pa，一般按100左右确定的管径，这样选的时候流速一般在10到20多左右，凝结水按照手册上的通过不同热负荷时的管径表选择的，这样做最后凝水管一般会比蒸汽管小一到两个型号，显然是合理的。然而我们单位有位同事在做蒸汽采暖设计时，蒸汽管是按照流速规定去选择的，比摩阻大概在三四百左右，这样选下来的管径就比我所选的小了很多，在确定凝水管径时就出现了问题，直接选一个比蒸汽管径小一号的虽然是合理的，但却又不符合凝水管径确定的规定，请问各位大虾，这个不一致的问题该如何解释？蒸汽管径到底该以怎样的标准选择？疏水器之后的凝结水管径又该怎样确定？? ?请大虾们多多指点... 五节 室内低压蒸汽供暖系统管路的水力计算方法和例题 一、室内低压蒸汽供暖系统水力计算原则和方法 在低压蒸汽供暖系统中，靠锅炉出口处蒸汽本身的压力，使蒸汽沿管道流动，最后进入散热器凝结放热。 蒸汽在管道流动时，同样有摩擦压力损失 和局部阻力损失 。 计算蒸汽管道内的单位长度摩擦压力损失 ( 比摩阻 ) 时，同样可利用第四章式（ 4-2 ）即达西·维斯巴赫公式进行计算。即 Pa/m 式中符号同式 (4 — 2) 。 在利用上式为基础进行水力计算时，虽然蒸汽的流量因沿途凝结而不断减少，蒸汽的密度也因蒸汽压力沿管路降低而变小，但这些变化并不大，在计算低压蒸汽管路时可以忽略。而认为每个管段内的流量和整个系统的密度 是不变的。在低压蒸汽供暖管路中，蒸汽的流动状态多处于紊流过渡区，其摩擦系数 值可按第四章式 (4 — 6) 或综合公式式 (4 — 11) 、 (4 — 12) 进行计算。室内低压蒸汽供暖系统管壁的粗糙度 K ＝ 0 ． 2mm 。 附录 5-3 给出低压蒸汽管径计算表，制表时蒸汽的密度取值均为 0 ． 6kg ／ m 3 计算。 低压蒸汽供暖管路的局部压力损失的确定方法与热水供暖管路相同，各构件的局部阻力系数 值同样可按附录 4 — 2 确定，其动压头值可见附录 5 — 4 。 在散热器入口处，蒸汽应有 1500 一 2000P a 的剩余压力，以克服阀门和散热器入口的局部阻力，使蒸汽进入散热器，并将散热器内的空气排出。 在进行低压蒸汽供暖系统管路的水力计算时，同样先从最不利的管路开始，亦即从锅炉到最远散热器的管路开始计算。为保证系统均匀可靠地供暖，尽可能使用较低的蒸汽压力供暖，进行最不利的管路的水力计算时，通常采用控制比压降或按平均比摩阻方法进行计算。 按控制比压降法是将最不利管路的每 1m 总压力损失约控制在 100Pa ／ m 来设计。 平均比摩阻法是在已知锅炉或室内入口处蒸汽压力条件下进行计算。 Pa ／ m (5 — 13) 式中 ——沿程压力损失占总压力损失的百分数，取 =60 ％ ( 见附录 4 — 8) ， ——锅炉出口或室内用户入口的蒸汽表压力， Pa ； 2000 —一散热器入口处的蒸汽剩余压力， Pa ； 一最不利管路管段的总长度， m 。 当锅炉出口或室内用户入口处蒸汽压力高时，得出的平均比摩阻 值会较大，仍建议控制比压降值按不超过 100Pa ／ m 设计。 最不利管路各管段的水力计算完成后，即可进行其它立管的水力计算。可按平均比摩阻法来选择其它立管的管径，但管内流速不得超过下列的规定最大允许流速 ( 见《暖通规范》 ) ； 当汽、水同向流动时 30m ／ s 当汽、水逆向流动时 20m ／ s 规定最大允许流速主要是为了避免水击和噪声，便于排除蒸汽管路中的凝水；因此，对汽水逆向流动时，蒸汽在管道中的流速限制得低一些，在实际工程设计中，常采用比上述数值更低一些的流速，使运行更可靠些。 低压蒸汽供暖系统凝水管路，在排气管前的管路为干凝水管路，管路截面的上半部为空气，管路截面下半部流动凝水，凝水管路必须保证 0 ． 005 以上的向下坡度，属非满管流状态。目前，确定凝水管路管径的理论计算方法，是以靠坡度无压流动的水力学计算公式为依据，并根据实践经验总结，制订出不同管径下所能担负的输热能力 ( 亦即其在 0 ． 005 坡度下的通过凝水量 ) 。 排气管后面的凝水管路，可以全部充满凝水，称为湿凝水干管；其流动状态为满管流。在相同热负荷条件下，湿式凝水管选用的管径比干式的小。 低压蒸汽供暖系统干凝水管路和湿凝水管路的管径选择表可见附录 5 — 5 。 二、室内低压蒸汽供暖系统管路水力计算例题 [ 例题 5 — 1] 图 5 — 21 为重力回水的低压蒸汽供暖管路系统的一个支路。锅炉房设在车间一侧。每个散热器热负荷均为 4000W 。每根立管及每个散热器的蒸气支管上均装有截止阀。每个散热