蒸汽管路计算公式

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1、9.1 蒸汽网路系统一、蒸汽网路水力计算的基本公式计算蒸汽管道的沿程压力损失时，流量、管径与比摩阻三者的关系式如下R = 6.88xl0-3xK0.25x(Gt2/pd5.25),Pa/m (9-1)d = 0.387xK0.0476Gt038i / (pR)o.i9,m (9-2)Gt = 12.06x(pR)0.5xd2.625 / K0-125,t/h (9-3)式中 R 每米管长的沿程压力损失(比摩阻), Pa/m ；Gt 管段的蒸汽质量流量，t/h；d管道的内径，m；K 蒸汽管道的当量绝对粗糙度，m,取K=0.2mm=2x10-4 m；p管段中蒸汽的密度，Kg/m3。为了简化蒸汽管道

2、水力计算过程，通常也是利用计算图或表格进行计算。附录9-1给出了蒸汽管 道水力计算表。二、蒸汽网路水力计算特点1、热媒参数沿途变化较大蒸汽供热过程中沿途蒸汽压力P下降，蒸汽温度T下降，导致蒸汽密度变化较大。2、p值改变时，对V、R值进行的修正在蒸汽网路水力计算中，由于网路长，蒸汽在管道流动过程中的密度变化大，因此必须对密度 P的变化予以修正计算。如计算管段的蒸汽密度p h与计算采用的水力计算表中的密度p b不相同，则应按下式对附shbi表中查出的流速和比摩阻进行修正。Vsh=( P bi / P sh)Vbim/s (9-4)Pa/m (9-5)R = ( p / p ) Rshbishbi式

3、中符号代表的意义同热水网路的水力计算。3、K值改变时，对R、Ld值进行的修正d(1) 对比摩阻的修正、当蒸汽管道的当量绝对粗糙度K与计算采用的蒸汽水力计算表中的K =0.2mm不符时，同样shbi按下式进行修正：R =(K/ K )0.25 RPa/m (9-6)shshbibi式中符号代表意义同热水网路的水力计算。(2) 对当量长度的修正蒸汽管道的局部阻力系数，通常用当量长度表示，同样按下式进行计算。即L = Z E d/入=9.1(di.25/Ko.25)工 E (9-7)d室外蒸汽管道局部阻力当量长度L值，可按附录5-2热水网路局部阻力当量长度表示。但因K值d不同，需按下式进行修正。L

4、= (K / K )0.25 L = (O.5/O.2)o.25 Lsh.d bi sh bi.d bi.d=1.26 Lmbi.d式中符号代表意 义同热水网路的水力计算。当采用当量长度法进行水力计算，蒸汽网路中计算管段的总压降为 P = R(L + L) = RLPa (9-9)d zh式中 Lzh 管段的折算长度， m。zh【例题9-1蒸汽网路中某一管段，通过流量G =4.0 t/h，蒸汽平均密度p =4.0 kg/m3。(1) 如选用Q 108X4的管子，试计算其比摩阻R值。(2) 如要求控制比摩阻R在200Pa/m以下，试选用合适的管径。【解】(1)根据附录11一1的蒸汽管道水力计算表

5、(p =1.0 kg/m3)，查出当Gt=4.0t/h,公称直经biDN100 时，R = 2342.2 Pa/m；v = 142 m/sbibi管段流过蒸汽的实际密度p h=4.0 kg/iw。需要进行修正，得出实际的比摩阻Rh和流速vh值shshsh为v = ( p / p ) v = (1/4)X142 = 35.5 m/sshbishbiR = ( p / p ) R = (1/4)X2342.2 = 585.6 Pa/mshbishbi(2)根据上述计算可见，在相同的蒸汽质量流量G和同一管径d条件下，流过的蒸汽密度越大，其比t摩阻R及流速v值越小，呈反比关系。因此，在蒸汽密度p =4

6、.0kg/ m3，要求控制的比摩阻为200Pa/m 以下，因表中蒸汽密度为p =1.0 kg/ m3，则表中控制的比摩阻值，相应为200X(4/1) = 800 Pa/m 以下。根据附录9一1，设p =1.0 kg/ m3，控制比摩阻R在800Pa/m以下，选择合适的管径，得出 应选用的管道的公称直径为DN125mm，相应的耳值及仏值为R = 723.2 Pa/m；v = 90.6 m/sbibi最后，确定蒸汽密度p =4.0 kg/ m3时的实际比摩阻及流速值。R = ( p / p ) R = (1/4)X723.2 = 180.8 Pa/m 200mm时，80m/s公称直径DN200mm

7、时，60m/s公称直径DN200mm时，35m/s5. 计算管段的局部阻力当量长度及管段压力降a. 按所选的管径，计算管段的局部阻力总当量长度Ld.d由局部阻力系数查附录5-2，注意K值引起的修正。b. 计算管段的实际压力降，APh = Rh(L+Ld)Pa。6. 较核管段的平均密度a. 计算管段末端的压力值P = P - APh p (916)mssh， Pa (9-16)b. 计算管段的平均密度 p .= (p + p ) / 2 ，kg / m3(9-17)pj s mC.与开始假设平均密度p j进1行比较，如两者相等或差别很小，则该管段的水力计算过程结束，进行下一 管段的计算，如两者差

8、别较大，则应重新假设P.,然后按同一计算步骤和方法进行计算，直到两者相 等或差别很小为止，重新假设的p= p j。由此蒸汽网路主干线所有管段逐次进行水力计算。7. 分支管路的水力计算(计算方法同上)由主干线计算结果而确定支线始端压力；由用户用汽压力确定支线末端压力，重复步骤(2)-(6)。五、计算例题【例题9-2】某工厂区蒸汽供热管网，其平面布置图见下图。锅炉出口的饱和蒸汽表压力为lObar。各用户系统所要求的蒸汽表压力及流量列于图9-1上。试进行蒸汽网路的水力计算。主干线不考虑同 时使用系数。图9-1 例题9-1附图【解】从锅炉出口到用户3的管线为主干线则 R = P/EL(1+a ) =

9、(10 - 7)X105 / (500+300+100)(1+0.8) = 185.2 Pa/mpj j式中 a = 0.8,采用附录9-3的估算数值。1. 已知锅炉出口的蒸汽压力，进行管段1的水力计算首先计算锅炉出口的管段。预先假设管段1末端的蒸汽压力。假设时，可按平均比摩阻，按 比例给定末端蒸汽压力。如 P = P 一 P L/EL = 10 一 (10-7)X500 / 900 = &33 barm1 s11将此假设的管段末端压力P值，列入表9-1，第8栏中。m2. 根据管段始、末端的蒸汽压力，求出该管段假设的平均密度p = (p + p ) / 2 = (p+ p ) / 2pjsm1

10、19.8.33= (5.64 + 4.81) / 2= 5.225kg/m33. 将平均比摩阻换算为水力计算表p bi = 1kg/m3条件下的等效值，即R = p R = 5.225 X 185.2 = 968 Pa/m将R值列入表内。 Pj4. 根据的大致控制值，利用附录9-1，选择合适的管径对管段1：蒸汽流量G =8.0 t/h，选用管子的公称直径DN150mm，相应的比摩阻及流速值为:tR = 1107.4 Pa/m；v = 126 m/sbibi将此值分别列入表9-1中11和12栏中。5. 根据上述数据，换算为实际假设条件下的比摩阻及流速值R = (1 / p ) R = (1 /

11、5.225) X 1107.4 = 211.9 Pa/mshpj biv =(1 / p ) v = (1 / 5.225) X 126 = 24.1 m/s6. 根据选用的管径DN150mm；按附录5-2，求出管段的当量长度值及其折算长度L值管段1的局部阻力组成有：1个截止阀，7个方形补偿器(锻压弯头)。杳附录5-2L = (24.6 + 7X15.4) X 1.26 = 166.8 md管段1的折算长度 L = L + Ld = 500 + 166.8 = 666.8 mzh将L及L值分别列入表5和6栏中。7. 求管段1在假设平均密度p .条件下的压力损失，列入表第15栏中。pj P =

12、R L = 211.9 X666.8 = 141295 Pa 1.41 barshshzh8. 求管段1末端的蒸汽表压力，其值列入表第16栏中P = P - P = 10 - 1.41 = 8.59 barm s sh9. 验算管段1的平均密度p 是否与原先假定的平均蒸汽密度p .相符P 二(p+ p ) / 2 = (p+ p ) / 2pjsm119.59= (5.64 + 4.93) / 2 = 5.285kg/m3原假定的蒸汽平均密度p .二5.225 kg/m3，两者相差较大，需重新计算。重新计算时，通常都以计算得出的蒸汽平均密度p ，作为该管段的假设蒸汽平均密度p 。 pjpj再重

13、复以上计算方法，一般重复一次或两次，就可满足p = p的计算要求。管段1得出的计算结果，列在表9-1中。假设平均蒸汽密度p = 5.285 kg/m,计算后的蒸 pj汽平均密度p = 5.29 kg/m3。两者差别很小，计算即可停止。10. 计算结果得出管段1末端蒸汽表压力为& 6bar，以此值作为管段2的始端蒸汽表压力值，按上述 计算步骤和方法进行其它管段的计算。主干线的水力计算结果见表所列。用户3入口处的蒸汽表压力为7.24bar,稍有富裕。 主干线水力计算完成后，即可进行分支线的水力计算。以通向用户1的分支线为例，进行水力计算。11. 分支线的水力计算(1) 根据主干线的水力计算 主干线

14、与分支线节点的蒸汽表压力为& 6 bar，则分支线4的平均比摩 阻为R = (8.6 - 7.0)X105 / 120(1 + 0.8) = 704.7Pa/m(2) .根据分支管始、末端蒸汽压力，求假设的蒸汽平均密度p =(p+ p ) / 2 = (4.94 + 4.16) / 2 = 4.55kg/m3(3) 将平均比摩阻Rpj值换算为水力计算表p bi = 1kg/ms条件下的等效值R = p R = 4.55 X 740.7 = 3370 Pa/m(4) 根据pjb.二1kg/m3的水力计算表，选择合适的管径bi蒸汽流量G = 3.0 t/h，选用管子DN80mm，相应的比摩阻及流速

15、为4R = 3743.6 Pa/m； v = 158 m/s(5) .换算到在实际假设条件p :下的比摩阻及流速值R = (1 / p ) R = (1 / 4.55 ) X 3743.6 = 822.8 Pa/mshpjbiv =(1 / p ) v = (1 / 4.55 ) X 158 = 34.7 m/sshpjbi( 6) .计算管段4的当量长度及折算长度管段4的局部阻力的组成：1个截止阀、1个分流三通、2个方形补偿器。当量长度 L = 1.26 (10.2 + 3.82 +2 X 7.9) = 37.6 md折算长度 L = L + L = 120 + 37.6 = 157.6 m

16、zhd( 7) .求管段4的压力损失 P = R L = 822.8 X 157.6 = 129673 Pa 1.3barsh sh zh( 8) .求管段4的末端蒸汽表压力P = P - P = & 6 - 1.3 = 7.3 barm ssh( 9) .验算管段4的平均密度 p pj原假定的蒸汽平均密度p PJ = 4.55kg/m3，p与p .相差较大，需再次计算。再次计算结 果列入表中。最后求得到达用户1的蒸汽表压力为7.32bar,满足使用要求。(10).通向用户2分支管线的管段5的水力计算，见水力计算表所示。用户2处蒸汽表压力为7.15bar， 满足使用要求。室外高压蒸汽网路水力计

17、算表8.5 室内低压蒸汽供暖系统路的水利计算方法和例题一、室内低压蒸汽共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。1. 水力计算原则 蒸汽在管道流动时，同样有摩擦压力损失AP和局部阻力损失AP。计算蒸汽管道内的单位长度摩擦压力损失（比摩阻）时，同样可利用达西维斯巴赫公式进行 计算。即R=（入 /d）（p V2/2）Pa/m式中符号同前。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

18、个系统的密度p是不变的。在低压蒸汽供暖管路中，蒸汽的流动状态处于紊流过度区, 其摩擦系数入值可按第四章公式进行计算。室内低压蒸汽供暖系统管壁的粗糙度K=0.2mm。附录8-3给出低压蒸汽管径计算表，制表时蒸汽的密度取值0.6Kg/m3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 Z值同样可按附录4-2确定，其动压头值可见附录8-4。在散热器入口处，蒸汽应有15002000Pa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。2. 水力计算方法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

19、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 利的管路的水利计算时，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。R = a （ P - 2000 ）/ELPa/m （8-7）式中a -沿程压力损失占总压力损失的百分数，取a=60%；（见附录4-8）P-锅炉出口或室内用户入口的蒸汽压力，Pa；g2000 散热器入口处的蒸汽剩余压力，Pa；EL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

20、时，得出的平均比摩阻R 值会较大，此时控制比压 pj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的低一些，在实际工程设计中，常采用更低的流速，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

21、证0.005以上的向下坡度，属非满管流状态。目前，确定 干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，制定出不同管径下所能担负的输热能力。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。二、室内低压蒸汽供暖系统管路水力计算例题【例题 8-1】 图8-20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 个散热器的热负荷均为4000W。每根立管及每个散热器的蒸汽支管上均装有截止阀。每个散

22、热器凝水支 管上装一个恒温式疏水器。总蒸汽立管保温。图 8-20 例题8-1的管路计算图图上小圆圈内的数字表示管段号。圆圈旁的数字：上行表示热负荷W),下行表示管段长度(m)。罗 马数字表示立管编号。要求确定各管段的管径及锅炉蒸汽压力。 【解】 1. 确定锅炉压力根据已知条件，从锅炉出口到最远散热器的最不利支管的总长度ZL=80m。如按控制每米总压力损 失(比压降)为100Pa/m设计，并考虑散热器前所需的蒸汽剩余压力为2000Pa，则锅炉的运行表压力 Pb 应为bPb = 80x100+2000 = 10 KPa在锅炉正常运行时，凝水总立管在比锅炉蒸发面高出约1.0m下面的管段必然全部充满凝

23、水考虑锅炉 工作压力波动因素，增加200-250mm的安全高度。因此，重力回水的干凝水干管(图中排汽管A点前 的凝水管路)的布置位置，至少要比锅炉蒸发面高出h=1.0+0.25=1.25m。否则，系统中的空气无法从 排汽管排出。2最不利管路的水力计算采用控制比压降法进行最不利管路的水力计算。低压蒸汽供暖系统摩擦压力损失约占总压力损失的60%,因此，根据预计的平均比摩阻：R j = 100x0.6 p.j= 60Pa/m左右和各管段的热负荷，选择各管段的管径及计算其压力损失。计算时利用附录8-3，附录8-4和附录4-2。附带说明，利用附录8-3时，当计算热量在表中两个热量之间，相应的流速值可用线

24、性关系折算。比 摩阻R与流速v (热量Q)，可按平方关系折算得出。如计算管段1，热负荷Q = 71000W,按附录8-3，现选用d=70mm。根据表中数据可知：当d=70mm, Q = 61900W时，相应的流速v=12.1m/s，比摩阻R=20Pa/m。当选用相同的管径d=70mm,热负荷改 变为Q1 = 71000W时，相应的流速v1和比摩阻叫的数值，可按下式关系式折算得出。v1=v xQ1/Q = 12.1x (71000/61900 )= 13.9 m/sR11=Rx(Q11/Q)2 = 20x(71000/61900)2 = 26.3 Pa/s低压蒸汽供暖系统管路计算表(例8-1)表

25、8-1管径d(mm)比摩阻R(Pa/m)流速v(m/s)摩擦压力损失 P=Rl (Pa)局部阻力系数工E动压头Pd (Pa)局部压力损失 P=Pd 工g (Pa)jd456789107026.313.9315.610.561.2642.65029.313.1380.92.054.310 8.64070.416.9844.81.090.590.53286.016.910321.090.590.53240.811.2489.61.039.739.72547.69.8809.212.030.4364.82037.17.874.24.519.386.9工 P=5370 Pa= 1335 Pa2547.

26、69.8214.211.530.4349.62037.17.874.24.519.386.9P = 1864 Pa2547.69.8214.211.530.4349.615194.414.8388.84.569.4312.3P7 = 2987 Pa 立管I资用压力卩彳学二3922 Pa20137.915.5620.613.076.1989.315194.414.8388.84.569.4312.3例 8-1)局部阻力系数汇总表 表 8-2局部阻力 名称管段号123,4,567其它立管其它支管d=25mmd=20mmd=20mmd=15mm截止阀7.09.09.010.0锅炉出口2.090煨弯3

27、X0.5=1.52X0.5=1.02X1.0=2.01.01.5乙字弯1.51.51.5直流三通1.01.01.0分流三通3.03.03.0旁流三通1.51.5工E总局 部阻力系数10.52.01.012.04.511.513.04.54.53其它立管的水力计算通过最不利管路的水力计算后，即可确定其它立管的资用压力。该立管的资用压力应等于从 该立管与供汽干管节点起到最远散热器的管路的总压力损失值。根据该立管的资用压力，可以选择该 立管与支管的管径。其水力计算成果列于表 8-1、8-2。通过水力计算可见，低压蒸汽供暖系统并联环路压力损失的相对差额，即所谓节点压力不平 衡率是较 大的特别是近处的立

28、管，即使选用了较小的管径，蒸汽流速已采用得很高，也不可能达到平衡的要求， 只好靠系统投入运行时，调整近处立管或支管的阀门节流解决。蒸汽供暖系统远近立管并联环路节点压力不平衡而产生水平失调的现象与热水供暖系统，有 些不同的地方。在热水供暖系统中，如不进行调节，则通过远近立管的流量比例总不会发生变化的。 在蒸汽供暖系统中，疏水器工作正常情况下，当近处散热器流量增多后，疏水器阻汽工作，使近处散 热器压力升高，进入近处散热器就自动减少；待近处疏水器正常排水后，进入近处散热器的蒸汽量又 在增多，因此，蒸汽供暖系统水平失调具有自调性和周期性的特点。4低压蒸汽供暖系统凝水管路管径选择如图所示，排汽管A处前的

29、凝水管路为干凝水管路。计算方法简单，根据各管段所负担的热 量，按附录8-5选择管径即可，对管段1,它属于湿凝水管路，因管路不长，仍按干式选择管径，将管 径稍选粗一些。计算结果见下表?br例8-1低压蒸汽供暖系统凝水管径表8-3管段编号76，5，4，3，2，1，其它立管的凝水立 管段热负荷（W）4000800016000240003200040000710008000管径d(mm)15202025253232208.6 室内高压蒸汽供暖系统管路的水力计算方法和例题室内高压蒸汽供暖管路的水力计算原理与低压蒸汽完全相同。在计算管路的摩擦压力损失时，由于室内系统作用半径不大，仍可将整个系统的蒸汽密度作

30、 为常数代入达西维斯巴赫公式进行计算。沿途凝水使蒸汽流量减小的因素也可忽略不计。管内蒸汽 流动状态属于紊流过渡区及阻力平方区。管壁的绝对粗糙度K值，在设计中仍采用0.2mm。在进行室内 高压蒸汽管路的局部压力损失计算时，将局部阻力换算为当量长度进行计算。室内蒸汽供暖管路的水力计算任务是选择管径和计算其压力损失，通常采用比摩阻法或流速 法进行计算。计算从最不利环路开始。1平均比摩阻法当蒸汽系统的起始压力已知时，最不利管路的压力损失为该管路到最远用热设备处各管段的 压力损失的总和。为使疏水器能正常工作和留有必要的剩余压力使凝水排入凝水管网，最远用热设备 处还应有较高的蒸汽压力。因此在工程设计中，最

31、不利管路的总压力损失不宜超过起始压力的1/4。平 均比摩阻按下式确定R .二 0.25a P/Z lPa/m (88)式中 a 摩擦压力损失占总压力损失的百分数，高压蒸汽系统一般为0. 8；P 蒸汽供暖系统的起始表压力， Pa；Z l 最不利管路的总长度， m。2流速法通常，室内高压蒸汽供暖系统的起始压力较高，蒸汽管路可以采用较高的流速，仍能保证在 用热设备处有足够的剩余压力。按暖通规范规定，高压蒸汽供暖系统的最大允许流速不应大于下 列数值：汽、水同向流动时80m/s汽、水逆向流动时60m/s在工程设计中，常取常用的流速来确定管径并计算其压力损失。为了使系统节点压力不要相 差很大，保证系统正常

32、运行，最不利管路的推荐流速值要比最大允许流速低得多。通常推荐采用v=15 40m/s (小管径取低值)。在确定其它支路的立管管径时，可采用较高的流速，但不得超过规定的最大允许流速。3限制平均比摩阻法由于蒸汽干管压降过大，末端散热器有充水不热的可能，因而，高压蒸汽供暖的干管的总压降 不应超过凝水干管总坡降的1.21.5倍。选用管径较粗，但工作正常可靠。室外高压蒸汽供暖系统的疏水器，大多连接在凝水支干管的末端。从用热设备到疏水器入口 的管段，属于干式凝水管，为非满管流的流动状态。此类凝水管的选择，可按附录55的数值选用。 只要保证此凝水支干管路的向下坡度i20.005和足够的凝水管管径，即使远近立

33、管散热器的蒸汽压力 不平衡，但由于干凝水管上部截面有空气与蒸汽的联通作用和蒸汽系统本身流量的一定自调节性能， 不会严重影响凝水的重力流动。【例题82】图(821)所示为室内高压蒸汽供暖管路系统的一个支路。各散热器的热负荷与例题51 相同，均为4000W。用户入口处设分汽缸，与室外蒸汽热网相接。在每一个凝水支路上设置疏水器。散 热器的蒸汽工作表压力要求为200 kPa。试选择高压蒸汽供暖管路的管径和用户入口的供暖蒸汽管路起 始压力。图 821 例题 82 的管路计算图【解】1计算最不利管路按推荐流速法确定最不利管路的各管段的管径。附录8-6为蒸汽表压力200kPa时的水力计算 表，按此表选择管径

34、。室内高压蒸汽管路局部压力损失，通常按当量长度法计算。局部阻力当量长度值见附录8-7。计 算过程和计算结果列于表8-4。室内高压蒸汽供暖系统水力计算表(例8-2)表8-4管段编 号热负荷 Q(W)管长L(m)管径 d(mm)比摩阻 R(Pa/m)流速 v(m/s)土冃/曲折算长度 L, (m)压力损失 /P=R L, (Pa)当里长度L,(m)1234567891710004.03228219.810.514.5408924000013.02539019.62.415.4600633200012.02525215.60.812.8322642400012.02049418.92.114.169

35、6551600012.02022312.60.612.628106800017.020586.3&425.41473740002.015715.71.73.7263Z l=72.0mZ /P25 kPa其它立80004.520586.37.912.4719管40002.015715.71.73.7263其它立管Z /P=982 Pa最不利管路的总压力损失为25kPa,考虑10%的安全裕度，则蒸汽入口处供暖蒸汽管路起始的 表压力不得低于：P =200+1.1 X25=227.5kPab例 8-2 局部阻力系数当量长度表 m 表 8-5局部阻力名 称管段号1DN=322DN=253DN=254DN

36、=205DN=206DN=207DN=15其它立管DN = 20其它支管DN = 15分汽缸出口0.60.80.80.60.66.41.16.41.1截止阀9.92X0.8=1.61.50.60.60.70.6直流三通90煨弯 方形补偿器 分流三通 乙字弯 旁流三通2X0.7=1.40.8总计10.52.40.82.10.6&41.77.91.72 其它立管的水力计算由于室内高压蒸汽系统供汽干管各管段的压力损失较大，各分支立管的节点压力难以平衡，通常就按流速法选用立管管径。剩余过高压力，可通过关小散热器前的阀门方法来调节。3 凝水管段管径的确定按附录8-5，根据凝水管段所负担的热负荷，确定各干

37、凝水管段的管径，见表8-6凝水管段管径的确定表8-6管段编号2，3，4，5，6，7，其它立管的凝水 立管段热负荷（W）320002400016000800040008000管径DN(mm)2520202015209.2 凝结水回收系统一、概述蒸汽在用热设备内放热凝结后，凝结水流出用热设备，经疏水器、凝结水管道返回热源的管路系 统及其设备组成的整个系统，称为凝结水回收系统。凝结水水温较高（一般为80C-100C），同时又是良好的锅炉补水，应尽可能回收。凝结水回 收率低，或回收的凝结水水质不符合要求，使锅炉的补给水量增大，增加水处理设备投资和运行费用， 增加燃料消耗。因此，正确的设计凝结水回收系统

38、，运行中提高凝结水回收率，保证凝结水的质量， 是蒸汽供热系统设计与运行的关键性技术问题。二、凝结水回收系统分类1. 按其是否与大气相通，可分为 开式凝结水回收系统和闭式凝结水回收系统。2. 按凝水的流动方式，可分为单相流凝结水回收系统和两相流凝结水回收系统。 单相流又分为满管流和非满管流两种流动方式。满管流：指凝水靠水泵动力或位能差，充满整个管道截面呈有压流动的流动形式； 非满管流：指凝水并不充满整个管道断面，靠管路坡度流动的流动方式。3. 按驱使凝水流动的动力，可分为重力回水凝结水回收系统和机械回水凝结水回收系统。 重力回水是利用凝水位能差或管路坡度，驱使凝水满管或非满管流动的方式； 机械回

39、水是利用水泵动力驱使凝水满管有压流动。三、几种凝结水回收系统1. 非满管流的凝结水回收系统（低压自流式凝水系统）1-车间用热设备；2-疏水器；3-室外自流凝结水管；4-凝结水箱；5-排汽管；6-凝结水泵（1）工作原理 低压蒸汽供暖的凝结水经疏水器2 或不经疏水器，依靠重力，沿着坡向锅炉房凝结水箱 的凝结水管道3，自流返回凝结水箱4。（2）应用范围 低压自流式凝结水回收系统只适用于供热面积小，地形坡向凝结水箱的场合，锅炉房应位 于全厂的最低处，应用范围受到很大限制。2. 两相流的凝结水回收系统（余压回水系统） 前面介绍过的高压蒸汽室内供暖系统凝结水回收系统属于此种形式。1-用汽设备；2-疏水器；

40、3-两向流凝水管道；4-凝结水箱；5-排汽管；6-凝结水泵（1）工作原理 高压蒸汽供热的凝结水，经疏水器2 后直接接到室外凝结水管网3，依靠疏水器后的背 压将凝水送回锅炉房或凝结水分站的凝结水箱4。(2) 特点 由于饱和凝水通过疏水器及其后管道造成压降，产生二次蒸汽，以及不可避免的疏水器漏汽， 因而在疏水器后的管道流动属两相流的流动状态，凝结水管的管径较粗；余压回水系统设备简单，根 据疏水器的背压大小，系统作用半径可达5001000m，并对地势起伏有较好的适应性。(3) 适用范围 适用于全厂耗汽量少、用汽点分散、用汽参数比较一致的蒸汽供热系统上。3. 重力式满管流凝结水回收系统1-车间用热设备

41、；2-疏水器；3-余压凝结水管道；4-高位水箱(或二次蒸发箱)；5-排汽管；6-室外凝水管道；7-凝 结水箱；8-凝结水泵(1) 工作原理 用汽设备排出的凝结水，首先集中到高位水箱4，在箱中排出二次蒸汽后，纯凝水直接流 入室外凝水管网6。靠高位水箱与锅炉房或凝结水分站的凝结水箱7 顶部回形管之间的水位差，凝水充 满整个凝水管道流回凝结水箱。由于室外凝水管网不含二次蒸汽，选择的凝水管径可小些。(2) 适用范围 适用于地势较平坦且坡向热源的蒸汽供热系统。 上面介绍的均属于开式凝结水回收系统，系统中的凝结水箱或高位水箱与大气相通。在系统运行期间， 二次蒸汽通过凝结水箱或高置水箱顶设置的排汽管排出。开

42、式凝结水回收系统，在系统作业运行期间， 空气通过空气关进入系统，使凝水管道易腐蚀4. 余压凝结水回收系统1-车间用热设备；2-疏水器；3-余压凝水管；4-闭式凝结水箱；5-安全水封；6-凝结水泵；7-二次汽管道；8-利用二次汽的换热器；9-压力调节器系统的凝结水箱必须是承压水箱4 和需设置一个安全水封5，安全水封的作用是使凝水系统与大气隔断。当二次汽压力过高时，二次汽从安全水封排出；在系统停止运行时，安全水封可防止空气进入。室外凝水管道的凝水进入凝结水箱后，大量的二次汽和漏汽分离出来，可通过一个蒸汽水加热器 8，以利用二次汽和漏汽的热量。为使闭式凝结水箱保持一定压力，通过压力调节器9 进行补汽

43、，补气 压。5. 闭式满管流凝结水回收系统1-车间生产工艺用汽设备；2-疏水器；3-二次蒸发箱；4-安全阀；5-补汽的压力调节器；6-散热器；7-多级水封；8-室外凝水管道；9-闭式水箱；10-安全水封；11-凝结水泵；12-压力调节器(1)工作原理 用汽设备的凝结水集中送到二次蒸发箱3，二次蒸发箱内的凝结水经多级水封7 引入室 外凝水管网，靠多级水封与凝结水箱顶的回形管的水位差，使凝水返回凝结水箱 9，凝结水箱应设置安 全水封10,以保证凝水系统不与大气相通。一(2) 适用范围：适用于分散利用二次汽、厂区地形起伏不大，地形坡向凝结水箱的场合。(3) 特点 热能利用好，回收率高，外网管径较小；

44、但各季节的二次汽供求不易平衡，设备增加。6. 加压回水系统1-车间用汽设备；2-疏水器；3-车间或凝结水泵分站内的凝结水箱；4-车间或凝结水泵分站内的凝结水泵；5- 室外凝水管道；6-热 源总凝结水箱；7-凝结水泵(1) 工作原理 在用户处设置凝结水箱3，收集该用户或邻近几个用户流来的凝结水，然后用水泵4将凝 结水输送回热源的总凝结水箱6。(2) 特点 这种利用水泵的机械功输送凝结水的系统称为加压回水。这种系统凝水流动工况呈满管流动， 可以是开式，也可以是闭式。加压回水系统增加了设备和运行费用，多用于较大的蒸汽供热系统。选择凝结水回收系统时，必须全面考虑热源、外网和室内用户系统的情况；各用户的

45、回水方式应相互适应，不得各自为政，干扰整个系统的凝水回收，同时，要尽可能地利用凝水热量。四、凝结水箱凝结水箱有开式(无压)和闭式(有压)两种。通常用3-10mm 钢板制成。热力站的凝结水 箱总储水量，根据热网规范，一般按1020min的最大小时回水量计算。凝结水箱一般应设两个, 对单纯供暖用的凝结水箱，其水量在10t/h以下时，可只设一个。在热源的总凝结水箱的储水量，根 据工业锅炉房设计规范，一般按2040min的最大小时回水量计算。1. 开式水箱开式水箱附件一般应有人孔盖、水位计、温度计、 进回水管、空气管和泄水管等。当水箱高度大于1.5m时，应设内、外扶梯。2. 闭式水箱水箱应做成圆筒形。

46、闭式水箱附件一般应有人孔盖，水位计， 温度计，进、出水管，泄水管，压力表，取样装置和安全水封等。闭式水箱上应设置安全水封。它的作用有：(1) .防止水箱压力过高；(2) .防止空气进入箱内；(3) .兼作溢流管用。3. 安全水封构造和工作原理简述如下安全水封由水室A、B、C及连通管1、2、4组成，由管3与闭式凝水箱连通。系统运行前，由下部 充水管充水至I-I水面。在正常箱内压力下，管2中水面下降，管4及管1水面上升h高度。当箱内 的压高于大气压H1 (mh2o)以上时(h值小，忽略不计)，水封被突破，箱内蒸汽及不凝结气体从管2通 过4经A室排往大气。由此可见,利用水封高度H(m),可以维持水箱

47、内的蒸汽压力不大于10H1(Kpa)。 当箱压力恢复后，A室中的水由管1自动返回管2和4,恢复原来的水位。当水箱无凝水进入，箱内 呈无压 而凝结水泵启动抽水时，密闭箱体内出现负压。此时，管1、 4中水面下降，管2中水面上升。 只要箱内负压与大气压力之差不大于H2(mH2O),管1中水面就不会降到I-I以下，管2中的水封就不 会被冲破，空气就不能进入水箱。水柱高度h2为水箱可能出现的最大真空度。当水箱内的真空度消失 后， B 室中的存水由管2端的孔眼重新流回管2、 4及管 1 中。当水箱内存水过多，水面上升超过H3高度后，水可经由水封管的通气口排出。与凝水箱连接的管3 应在水箱的溢流水位高度处。

48、安全水封的连通管d应根据排气量来确定。水室A、B的直径，可参阅有关供热设计手册计算确定。 凝水泵应不少于两台，其中一台备用。选择凝水泵流量时，按可能达到的最大小时凝结水量来计算， 扬程应按凝结水管网的水压图(见后面章节)来确定，并留有30-50Pa的富裕压力。9.3 凝结水管网的水力工况和水力计算一、两相流的几种形式1. 乳状混合物 当流速很高和凝水大量汽化时才会出现这种现象。在这种情况下，蒸汽和细滴状的水 充满管道截面，呈现为白色的乳状物。2. 水膜状 在管道截面中部，有蒸汽携带少量水滴快速流动；在管壁表面上形成一层薄的水膜，此水膜 沿管壁作回转前进的流动。3. 汽水分层 当凝水干管的管径大

49、而流速小时会出现这种现象。蒸汽速度较高时，凝水水面起波浪；蒸 汽流速较小时，汽水分界面很平静。4. 汽水充塞 在直径不大的凝水管中，由于积水或者疏水器间歇动作，可引起此种流态。5. 汽泡状 在汽水充塞流动中，如果管道中蒸汽量减少，便出现汽泡状流动。、凝水管分类及其管径确定的基本方法1. 由凝水充满断面的满管流动凝水管路，可以根据水力计算的结果确定其管径。2. 对于由乳状混合物充满断面的满管流动凝水管路，可以根据水力计算的结果确定其管径。认为流体 在管中的流动规律和热水管路相同，不考虑由于蒸汽和凝水间的“滑动”所产生的摩擦及分子间碰撞 的能量损失，在计算流动的摩擦阻力损失和局部阻力损失时，采用和

50、热水相同的公式，只需将乳状混 合物的密度代入计算即可。3. 对于非满管流动的管路，使用根据经验和实验结果制成的管道输送能力表；有如低压的干式凝水管 那样，根据管道负荷查表确定管径，不在进行水力计算。三、凝水管压力状况的分析及确定管径的具体方法现以一个包括各种流动状况的凝结水回收系统为例，分析各种凝水管道的水力工况和相应的水力 计算方法。见图 9-9。图 9-9 包括各种流动状况的凝结水回收系统示意图1-用汽设备； 2-疏水器； 3-二次蒸发箱； 4-凝水箱； 5-凝水泵； 6-总凝水箱； 7-压力调节器1. 管段 AB 由用热设备出口至疏水器入口的管段，该管段的凝水流动状态属非满管流。疏水器的

51、布置应 低于用热设备，凝水向下沿不小于i0.05的坡度流向疏水器。管段AB的水力计算，如第八章所述，可采用附录5-5，根据凝水管段所负担的热负荷，确定 这种干凝水管的管径。在一些大型的的换热器上，疏水器并不装在换热器的底部，而装在换热器本体 下部的某一水平面上，其目的是用以维持换热器出口具有一定过冷度。这种疏水器上部连着蒸汽平衡 管，利用浮球等附件，起着控制换热器水位的作用。在此情况下，该管段的凝水流态就属于满管流， 而不是非满管流动状态。2. 管段 BC 从疏水器出口到二次蒸发箱或凝水箱出口的管段。凝水在该管道流动，由于不可避免的通过 疏水器时形成的二次蒸汽和疏水器漏汽。这种余压回水方式的流

52、态属于乳状混合物的两相流态。在工程设计中，按蒸汽和凝水呈乳状 混合物充满管道截面流动，其乳状混合物的密度可用下式求得p = 1 / v = 1 / x （v v） + v kg/m3（-18）r r q s s式中 p r 汽水乳状混合物的密度， kg/m3；rz - 汽水乳状混合物的比容， m3/kg；v 凝水比容，可近似取 v = 0.001 m3/kg； ssvq 在凝水管段未端或凝水箱（或二次蒸发箱）压力下的饱和蒸汽比容， m3/kg；qx 1kg汽水混合物中所含蒸汽的质量百分数；x = x + xkg/kg12x1 疏水器的漏汽率（百分数）。根据疏水器类型、产品质量、工作条件和管理水

53、平 而异，一般采用0.010.03；x2 凝水通过疏水器阀孔及凝水管道后，由于压力下降而产生的二次蒸汽量 （百分数 量）。根据热平衡原理，可按下式计算x = （q - q）/r（919）2123q1 疏水器前 P1 压力下饱和凝水的焓， kJ/kg；q：在凝水管段末端，或凝水箱（或二次蒸发箱）P3压力下的饱和凝水的焓，kJ/kg； r 在凝水管段末端，或凝水箱（或二次蒸发箱）P压力下蒸汽的汽化潜热，kJ/kg；注意a. 以上计算是假定二次汽化集中在管道末端。实际上，二次汽是在疏水器处和沿管道压力不断下降而 逐渐产生的，管壁散热又会减少一些二次汽的生成量。以管道末端汽水混合物密度作为余压凝水系统 计算管道的凝水密度，亦即以最小的密度值作为管段的计算依据，水力计算选出的管径有一定的富裕 度。按式（9-19），在不同的P和P下，可计算出不同的x值（见附录9-2）。在不同的凝水管末端压力 P和x值下，按式（9-18）计算得出的汽水乳状混合物的密度p值，可见附录9-3。32rC.在进行余压凝水系统管道水力计算中，由于凝水管道的汽水混合物密度p，不可能刚好与采用的水 r力计算表中所规定的介质密度p和管壁的绝对粗糙度K相同