Расчет отопительно-вентиляционной системы животноводческих помещений

Копия Чертеж курсовая (Бройлеры2,0). cdw.cdw

В.Ц-75-6.3 (исполнение 1)
Аксонометрическая схема вентиляционной
Аксонометрическая схема вентиляционной системы.

ЧГАУ.doc

Челябинский Государственный Агроинженерный
Факультет электрификации и автоматизации
сельскохозяйственного производства
Кафедра тепловодогазоснабжения сельского хозяйства
Расчет отопительно-вентиляционной системы животноводческих помещений
Студент: Панов А. С.
Преподаватель: Булгакова Р. И.
Животноводческое помещение: куры-несушки.
Количество голов: 8500
Размеры помещения: 18х90х3 м.
Материал стен: кирпич-пористый
Толщина стен: 520 мм.
Наружная температура: -24ºC.
Теплоноситель: электроэнергия.
Параметры теплоносителя:-.
1. Расчет необходимого воздухообмена и мощности
отопительных приборов 5
2. Выбор и расчет системы вентиляции 10
3. Расчет отопительных приборов 13
4. Определение гидравлического сопротивления отопительно-
вентиляционной сети и выбор вентилятора 15
Приложение (графическая часть: план и разрез животноводческого помещения и
вентиляционной камеры).
Вентиляторы применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В России при эксплуатации вентиляторов в различных отраслях
промышленности потребляется до 8 % всей вырабатываемой электроэнергии.
Особое место вентиляция имеет в сельскохозяйственных зданиях и
сооружениях. Если говорить о влияние вентиляции на продуктивность животных
установлено что продуктивность животных зависит не только от эффективного
использования кормов но и в значительной мере определяется состоянием
среды в животноводческих помещениях.
Для обеспечения устойчивости животных к простудным заболеваниям роста
их продуктивности необходимо создание оптимальных условий их содержания то
есть микроклимата который зависит от ряда факторов или показателей
основными из которых являются температура влажность подвижность и
загазованность воздуха в животноводческих помещениях.
Требуемый микроклимат достигается правильным соблюдением
теплофизических норм строящихся животноводческих помещений организация
воздухообмена выбором системы удаления навоза применением эффективных
средств регулирования параметров воздушной среды.
Соблюдение параметров микроклимата в животноводческих помещениях
влияет не только на здоровье животных и продуктивность но и на
продолжительность срока службы основных производственных зданий улучшение
условий эксплуатации технологического оборудования и труда обслуживающего
РАСЧЁТ НЕОБХОДИМОГО ВОЗДУХООБМЕНА И МОЩНОСТИ ОТОПИТЕПЬНЫХ ПРИБОРОВ
Расчёт необходимого воздухообмена
Необходимый воздухообмен рассчитывается на основании баланса каждой
вредности поступающей в помещение и удаляющейся из помещения.
а). Воздухообмен по нормативной концентрации влаги внутри помещения
рассчитывается по выражению:
где dВ и dН – влагосодержание внутреннего и наружного воздуха г кг с.в.;
dН – при наружных температурах минус 20 30°С можно принять 05-04гкг
dв - определяется при помощи i-d диаграммы по принятой нормативной
температуре воздуха в помещении и допустимой влажности для каждого
вида животных (птиц) dB = 75 гкг;
ρ – плотность воздуха при внутренней температуре кг м3;
[p Тн=273К; Рн=105Па
Мж – количество влаги выделяемой животными
где m – количество животных (птицы) содержащихся одновременно в
q – количество влаги выделяемое одним животным;
Ми- количество влаги испаряющейся с поверхности ограждений пола
поилок и т.д. Для животноводческих помещений
б). Воздухообмен по допустимой концентрации углекислого газа внутри
помещения определяется из выражения:
где С – количество углекислоты выделяемое одним животным (птицей) м3 с
.Согласно справочным данным примем С=0810-6м3с;
Св – допустимая концентрация СО2 в воздухе помещения м3м3.
Для птиц Св=(18 2) 10-3 м3м3.
Примем СВ=1910-3 м3м3;
Сн – концентрация СО2 в свежем приточном воздухе Сн=(03 04) 10-3
м3м3. Примем Сн=0410-3 м3м3.
Примечание: 1. Во всех животноводческих помещениях допускается содержание
СО2 до 25 лм3 NН3 до 05 лм3.
В птичниках допустимые концентрации СO2 – 18 20 лм3 NН3 –
1 мгл Н2S – 0005 мгл.
в) Воздухообмен по нормам расхода свежего воздуха на 100 кг живой
массы животных находится по уравнению
где g - масса одного животного (птицы) кг. Согласно справочным данным
m – количество птиц;
Н - нормативный воздухообмен на 100 кг живой массы животных м3с100
кг. Согласно справочным данным примем Н=0028 м3с100 кг.
Из определённых таким образом трех воздухообменов для дальнейших
расчетов отопительно-вентиляционной системы принимается наибольший Vв.
2 Определение требуемой мощности отопительных приборов
Необходимую мощность отопительных приборов определить из уравнения
теплового баланса помещения. Для написания уравнения теплового баланса
необходимо выявить все потери теплоты в животноводческом помещении а также
все тепловыделения. На основе теории теплопередачи найти коэффициенты
теплопередачи и тепловые потери через отдельные виды ограждений затем
остальные составляющие уравнения теплового баланса и определить необходимую
мощность отопительных приборов.
Уравнение теплового баланса животноводческого помещения:
где Qоп - мощность отопительных приборов;
Qo - теплота теряемая через ограждающие конструкции помещения;
Qв - теплота теряемая с удаляемым из помещения воздухом;
Qи - теплота затраченная на испарение влаги;
Qж - теплота выделяемая животными.
а). Теплота теряемая через ограждающие конструкции определяется как
сумма потерь теплоты через отдельные виды ограждения (стены окна двери
пол потолок). Потери через окна двери и потолок определяются из выражения
где к - коэффициент теплопередачи через соответствующий вид ограждения
F - площадь ограждения м2;
tВ и tН - внутренняя и наружная температура воздуха 0С;
Коэффициент теплопередачи
где Rв - тепловое сопротивление внутренней поверхности. Для
животноводческих помещений Rв=0155 м2КВт;
Rн - тепловое сопротивление наружной поверхности. Для наружных стен
Rн=0043 м2КВт; для поверхностей выходящих на чердак Rн=0124
Коэффициент теплопередачи через потолок:
Коэффициент теплопередачи через стены: [pic] Втм2·К
Коэффициент теплопередачи через окна (двойные): [pic] Втм2·К
Рассчитав коэффициент теплопередачи для потолка необходимо проверить его на
возможность образования конденсата на потолочном перекрытии. Для этого
определяем удельный тепловой поток через потолочное перекрытие:
где k - рассчитанный коэффициент теплопередачи для потолочного перекрытия.
Температура внутренней поверхности перекрытия округляется из выражения:
tn должна быть выше точки росы для параметров воздуха внутри помещения
округляемой по i-d диаграмме.
Теплота теряемая через потолок: [pic]Вт
Теплота теряемая через стены: [pic]Вт
Теплота теряемая через окна: [pic]Вт
Потери теплоты через пол определяется как сумма для зон шириной 2 м.
где Rn - сопротивление теплопередачи каждой зоны неутепленных полов. Для I
зоны Rn= 215; II зоны Rn= 43; III зоны Rn= 86 и для IV
F - площадь каждой зоны.
Теплота теряемая через пол:
Теплота теряемая через ограждающие конструкции:
б). Теплота теряемая с вентиляционным воздухом удаляемым из помещения
определяется по выражению:
где Ср - объемная теплоемкость воздуха кДжм3 К Ср = 14 кДжм3 К.
в). Теплота теряемая на испарение влаги
где 2477 кДжкг - скрытая теплота испарения 1 кг воды.
Qи = 2477213=52761 Вт
г). Теплота выделяемая животными
где qж - количество теплоты выделяемой одним животным. Согласно справочным
данным примем qж=14 Вт.
Qж=8500·14=119000 Вт
Мощность отопительных приборов определится из уравнения теплового
Выбор и расчёт системы вентиляции
Выбрав систему вентиляции и количество вентиляционных камер необходимо
изобразить систему вентиляции. Дальнейший расчёт вести для одной приточной
системы то есть на количество теплоты и подаваемого воздуха одной
вентиляционной камерой.
1. Расчёт системы вентиляции равномерной раздачи
Выберем систему вентиляции с двумя приточными камерами т.к.
воздухообмен в помещении Vв=45 м3с а на один вентилятор не должно
приходиться более 3 4 м3с.
Определим диаметры воздуховодов
где V* - количество воздуха протекающего через рассчитываемый участок
- скорость воздуха на рассчитываемом участке ( = 8 10 мс для
транспортирующего воздуховода; = 6 8 мс для раздающей части).
Диаметр транспортирующей части воздуховода:
Диаметр раздающей части воздуховода:
Определив диаметр воздуховода подбирается ближайший диаметр по ГОСТ из
ряда: 125 160 200 250 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900
Примем диаметр транспортирующего воздуховода 071м; а раздающего –
Уточним скорость воздуха используя формулу
Скорость воздуха в транспортирующем воздуховоде:
Скорость воздуха в раздающей части воздуховода:
2. Расчёт раздающей части воздуховода
Определим количество выпускных отверстий по ширине помещения. Следует
иметь ввиду что отношение ширины зоны обслуживаемой одной струей к
высоте помещения должно быть не более четырех.
Количество раздающих насадок по длине помещения:
Где L- длина помещения м; Lстр- дальнобойность струи
Дальнобойность струи:
Где с- опытный коэффициент (для животноводческий помещений с=02..04);
а- коэффициент турбулентной структуры струи ( для конических насадок
а=0.08); F0- часть площади по перечного сечения обслуживаемая одной струей
Диаметр приточной насадки:
Где V- количество воздуха истекающего из насадок; v- максимальная
скорость в обратном потоке.
РАСЧЁТ ОТОПИТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ (КАЛОРИФЕРОВ)
1. Расчёт и выбор калориферов
Количество отопительных приборов выбирается из конструктивных
соображений принятой схемы отопительно-вентиляционной системы
животноводческого помещения.
) Необходимая мощность калориферов:
) Предварительно с некоторым запасом мощности тип калорифера и его
живое сечение f м2 для прохода воздуха выберем из таблицы 4:
СФО-250I-Т: мощность- 250 КВт f=0617
) Скорость воздуха в живом сечении калорифера:
) Определим температуру выходящего из калорифера воздуха по формуле
Так как температура выходящая из калорифера получается слишком низкой
то необходимо часть воздуха пустить в обход калорифера через обводной
Количество воздуха пропускаемого через калорифер определим по формуле:
Определение гидравлического сопротивления вентиляционной системы и выбор
Тип и номер вентилятора выбирается по количеству воздуха подаваемого
вентилятором м3час и гидравлическому сопротивлению движения воздуха по
вентиляционной системе (напору) Н.
В вентиляционных системах животноводческих помещений когда сети
имеют небольшую длину и мало ответвлений можно не делить систему на
участки. Потери напора можно определить из выражения
где Нl - линейные потери в транспортирующем воздуховоде
где λ – коэффициент сопротивления трению (для данного случая можно
V - скорость движения воздуха на рассматриваемом участке мс;
ρ - плотность воздуха кгм3;
z - местные потери в транспортирующем воздуховоде;
где - коэффициент местного сопротивления;
V – скорость воздуха в рассматриваемом местном сопротивлении мс.
Нру - потери в раздающем воздуховоде
где R - удельные потери давления на прямом участке (на 1 м длины)
РДвых из воздухопровода определяется по формуле:
Потери напора в воздуховоде определятся:
По требуемой производительности вентилятора (м3час) и напору Н
производится предварительный подбор вентилятора: ВЦ4-75- Е5-090-1.
Окончательный выбор вентилятора и мощности двигателя производится по
индивидуальным характеристикам вентиляторов: ВЦ4-75-Е5-090-1 Н=200 Па
А171А N=037 кВт n=910 обмин
Теоретически необходимая мощность двигателя вентилятора рассчитывается
где Н - необходимый рассчитанный напор вентилятора Па;
в - количество воздуха подаваемое вентилятором м3с;
- максимальный КПД вентилятора.
1. Расчёт и выбор неподвижных жалюзийных решеток
Решетка выбирается по живому сечению рассчитанному по формуле
где V - расход воздуха через жалюзийную решетку м3с;
ЖР - скорость воздуха ЖР= 4 6 мс
Выберем решетку 02 х 10 м. fЖ.Р.=02 м2
Уточним скорость воздуха проходящего через решетку
2. Расчёт вытяжных шахт
Общая площадь вытяжных шахт определяется из выражения
где V - воздухообмен в помещении мс;
ш - скорость воздуха в шахте.
Скорость воздуха в шахте определяется из уравнения
где h - высота шахты м.
Высоту шахты принимать от середины оконных пролетов до высшей точки
Количество шахт определяется из конструктивных соображений n=6.
Методические указания к выполнению курсового и дипломного
проектирования «Расчет отопительно-вентиляционной системы
животноводческих помещений». – Челябинск 1999.
В.А. Кельдышев. Вентиляция сельскохозяйственных зданий и
сооружений. – Челябинск 2002.
А.А. Захаров. Применение тепла в сельском хозяйстве. – М. 1986.

ж.frw

2.frw

Копия Копия Чертеж курсовая (Бройлеры3,0). cdw.cdw

План приточной камеры.
План приточной камеры. масштаб 1:50

55555.cdw

чертеж2.doc

-----------------------
;0= 682>B=>2>4G5A:>3> ?>5I5=8O
План животноводческого помещения
Аксонометрическая схема

1111.frw

Теплотехника (МЕТОДИЧКА).doc

1. РАСЧЁТ НЕОБХОДИМОГО ВОЗДУХООБМЕНА И МОЩНОСТИ ОТОПИТЕПЬНЫХ ПРИБОРОВ
Расчёт необходимого воздухообмена
Необходимый воздухообмен рассчитывается на основании баланса каждой
вредности поступающей в помещение и удаляющейся из помещения. Методика
определения необходимого воздухообмена по каждой вредности приведена в
литературе [1 2 3]. Следует привести расчет необходимого воздухообмена по
всем вредностям выделяемым в помёщении и для дальнейших расчётов
принимать наибольший воздухообмен. Ниже приводится методика расчёта
воздухообмена на влаге и углекислому газу.
а). Воздухообмен по нормативной концентрации влаги внутри помещения
рассчитывается по выражению:
где dВ и dН – влагосодержание внутреннего и наружного воздуха г кг с.в.;
dН – при наружных температурах минус 20 30°С можно принять 05-04гкг
с.в.; dв - определяется при помощи i-d диаграммы по принятой нормативной
температуре воздуха в помещении и допустимой влажности для каждого вида
животных (птиц); ρ – плотность воздуха при внутренней температуре кг м3;
[p Тн=273К; Рн=105Па
Мж – количество влаги выделяемой животными Мж = mq г с где m –
количество животных (птицы) содержащихся одновременно в помещении; q –
количество влаги выделяемое одним животным; Ми- количество влаги
испаряющейся с поверхности ограждений пола поилок и т.д. Для
животноводческих помещений Ми = 01Мж.
б). Воздухообмен по допустимой концентрации углекислого газа внутри
помещения определяется из выражения:
где С – количество углекислоты выделяемое одним животным (птицей) м3 с.
Св – допустимая концентрация СО2 в воздухе помещения м3м3.(для животных
Св=2510-3; для птиц Св=(18:2) 10-3; для цыплят Св=10 10-3). Сн –
концентрация СО2 в свежем приточном воздухе Сн=(03 04) 10-3м3м3.
Примечание: 1. Во всех животноводческих помещениях допускается содержание
СО2 до 25 л м3 NН3 до 05 л м3.
В птичниках допустимые концентрации СO2 – 18 20 л м3 NН3 – 001
мг л Н2S – 0005 МГ Л.
в) Воздухообмен по нормам расхода свежего воздуха на 100 кг живой массы
животных находится по уравнению
где g - масса одного животного (птицы) кг; m - количество животных (птиц);
Н - нормативный воздухообмен на 100:кг живой массы животных м3с·100 кг.
Из определённых таким образом трех воздухообменов для дальнейших
расчетов отопительно-вентиляционной системы принимается наибольший Vв.
2. Определение требуемой мощности отопительных приборов
Необходимую мощность отопительных приборов определить из уравнения
теплового баланса помещения. Для написания уравнения теплового баланса
необходимо проработать соответствующие разделы в литературе [1; 3 6] и
выявить все потери теплоты в животноводческом помещении а также все
тепловыделения. На основе теории теплопередачи найти коэффициенты
теплопередачи и тепловые потери через отдельные виды ограждений затем
остальные составляющие уравнения теплового баланса и определить необходимую
мощность отопительных приборов.
При расчете потерь теплоты следует иметь в виду что размеры помещения
в здании относятся только к стойловой части. Размеры тамбуров и других
помещений определяют по типовым проектам.
При расчете теплового баланса следует строго поддерживаться требований
строительных норм и правил и норм технологического проектирования
животноводческих построек (допускается пользоваться литературой [2 3]).
Ниже приводится методика расчета мощности отопительных приборов.
Мощность отопительных приборов определяется из уравнения теплового
баланса животноводческого помещения
где Qоп - мощность отопительных приборов; Qo - теплота теряемая через
ограждающие конструкции помещения; Qв - теплота теряемая с удаляемым из
помещения воздухом; Qи - теплота затраченная на испарение влаги; Qж -
теплота выделяемая животными.
а). Теплота теряемая через ограждающие конструкции определяется как
сумма потерь теплоты через отдельные виды ограждения (стены окна двери
пол потолок). Потери через окна двери пол и потолок определяются из
где к - коэффициент теплопередачи через соответствующий вид ограждения
Втм2 К; F - площадь ограждения м2; tВ и tН - внутренняя и наружная
температура воздуха 0С;
Коэффициент теплопередачи
где Rв - тепловое сопротивление внутренней поверхности. Для
животноводческих помещений Rв=0155 м2КВт; Rн - тепловое сопротивление
наружной поверхности (для наружных стен и бесчердачного покрытия Rн=0043
м2КВт; для поверхностей выходящих на чердак Rн=0124 м2КВт);
Рассчитав коэффициент теплопередачи для потолка необходимо проверить
его на возможность образования конденсата на потолочном перекрытии. Для
этого определяем удельный тепловой поток через потолочное перекрытие:
где К - рассчитанный коэффициент теплопередачи для потолочного перекрытия.
Температура внутренней поверхности перекрытия округляется из выражения:
tn должна быть выше точки росы для параметров воздуха внутри помещения
округляемой по i-d диаграмме.
Потери теплоты через пол необходимости рассчитывать по методике
изложенной в литературе [4 9] с использованием формулы (8).
Тепловой поток через неутепленный пол определяется как сумма для зон
где Rn - сопротивление теплопередачи каждой зоны неутепленных полов для I
зоны Rn= 215; II зоны Rn= 43; III зоны Rn= 86 и для IV зоны Rn= 142
м2КВт; F - площадь каждой зоны.
б). Теплота теряемая с вентиляционным воздухом удаляемым из помещения
определяется по выражению:
где Ср - объемная теплоемкость воздуха кДжм3 К Ср = 1 3 кДжм3 К.
в). Теплота теряемая на испарение влаги
где 2477 кДжкг - скрытая теплота испарения 1 кг воды.
г). Теплота выделяемая животными
где qж - количество теплоты выделяемой одним животным.
Выбор и расчёт системы вентиляции
Прежде чем приступить к выбору системы вентиляции необходимо провести
некоторый анализ систем вентиляции животноводческих помещений. Пользуясь
литературой [1 4 6] и имеющимися в хозяйстве типовыми проектами
необходимо выбрать систему вентиляции наиболее целесообразную для данного
вида животных и размеров помещения. При выборе системы следует иметь в
виду что она должна обеспечивать равномерность распределения параметров
микроклимата в рабочей зоне за счёт правильной организации циркуляции
воздуха внутри помещения. Система вентиляции не должна мешать
технологическому процессу связанному с содержанием животных. Система при
наименьших капитальных затратах должна быть проста в монтаже и удобна в
В животноводческих помещениях в большинстве случаев применяется система
вентиляции с равномерной раздачей приточного воздуха в верхней зоне и
удалением воздуха через шахты расположенные также в верхней зоне. Для
коровников и помещений для свиней на откорме можно применять систему
вентиляции с сосредоточенной подачей воздуха.
В животноводческих помещениях не рекомендуется применять вентиляторы
больше номера №8 поэтому надо иметь в виду что один вентилятор не должен
подавать воздуха более 3 35 м3с При выборе количества вентиляционных
камер необходимо соблюдать это условие.
Выбрав систему вентиляции и количество вентиляционных камер необходимо
изобразить систему вентиляции. Дальнейший расчёт вести для одной приточной
системы то есть на количество теплоты и подаваемого воздуха одной
вентиляционной камерой.
1. Расчёт системы вентиляции равномерной раздачи
Определение диаметров воздуховодов
где V* - количество воздуха протекающего через рассчитываемый участок
воздуховода м3с; - скорость воздуха на рассчитываемом участке ( =
10 мс для транспортирующего воздуховода; = 6 8 мс для раздающей
Определив диаметр воздуховода подбирается ближайший диаметр по ГОСТ из
Уточняет скорость воздуха используя формулу
2. Расчёт раздающей части воздуховода
Равномерная раздача воздуха осуществляется либо за счет изменения
площади сечения раздающих отверстии по длине воздуховода при его
постоянном сечении либо за счет изменения сечения самого воздуховода при
постоянном сечении раздающих отверстий.
Прежде чем приступить к расчету раздающей части необходимо принять
какой-то из данных видов разделяющих воздуховодов. При этом надо учитывать
что при применении канонического воздуховода уменьшается расход металла на
воздуховод но увеличивается сложность изготовления. В том случае когда
раздающий воздуховод проходит не по всей длине помещений а состоит из
отдельных участков целесообразно принимать эти участки равной длины для
того чтобы избежать повторных расчетов. Воздуховод переменного сечения
следует рассчитывать пользуясь "Справочником проектировщика" [8]. Ниже
приведена методика расчета воздуховода постоянного сечения.
Находится площадь последнего по ходу воздуха отверстия по формуле
где Vр - количество воздуха проходящего через рассматриваемый раздающий
участок м3с; Vu – максимальная скорость истечения воздуха из раздающих
отверстий мс (Vu = 4 8 мс); n – число отверстий на рассматриваемом
раздающем участке. При этом отверстия должны располагаться не более чем
через 3 3.5 м а также должно выдерживаться условие:
где F - площадь сечения раздающего воздухопровода которая вычисляется по
диаметру раздающего воздуховод; – коэффициент расхода (принимается
Диаметр отверстия найдем по формуле:
Площадь последующих отверстий
Результаты расчета привести в таблице. Расчет последнего f и Мi дать в
3.Расчёт системы вентиляции с сосредоточенной подачей воздуха
Определить количество выпускных отверстий по ширине помещения. Следует
иметь в виду что отношение ширины зоны обслуживаемой одной струей к
высоте помещения должно быть не более четырех.
Количество раздающих насадков по длине помещения:
где L - длина помещения м; lстр - дальнобойность струи.
Если nB>4 то применятm систему не целесообразно и надо рассчитать
систему с равномерной раздачей воздуха.
Если пB будет не целое число то его необходимо округлить до ближайшего
большего целого числа.
Дальнобойность струи:
где с - опытный коэффициент зависящий от величины максимальной скорости в
обратном потоке и минимальной осевой скорости в прямом потоке (для
животноводческих помещений принимается с = 02 04); а - коэффициент
турбулентной структуры струи (для конического насадка а =008; для
цилиндрического а =01); F0 - часть площади поперечного сечения помещения
обслуживаемая одной струей м2
Диаметр приточного насадка:
где V - количество воздуха истекающего из насадка м3с; v - максимальная
скорость в обратном потоке мс (v =04 06).
Подставляя dH в следующее уравнение получаем скорость выхода воздуха
Если ее величина более 20 мс то нужно или рассчитать вновь варьируя
величинами а с v или переместить систему с равномерной раздачей воздуха.
После определения количества струй по длине и ширине помещения
необходимо вычертить схему воздуховодов вычислить их диаметры и длину
каждого участка вентиляционной схемы (так же как и при равномерной
РАСЧЁТ ОТОПИТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ (КАЛОРИФЕРОВ)
1. Расчёт и выбор электрических калориферов
) Необходимая мощность калориферов
Количество калориферов и тип принимаются по конструктивным
). Предварительно с некоторым запасом мощности тип калорифера и его
живое сечение f м2 для прохода воздуха могут быть найдены из таблиц.
) Скорость воздуха в живом сечении калорифера:
) Температура на поверхности электрических нагревателей калориферов
типа СФО не должна превышать 150° С. При выполнении этого требования
(рис.7) точка соответствующая состоянию нагревательных элементов при
известных v и tН будет лежать выше кривой характеристики принятого типа
Если это требование не выдерживается то следует выбрать калорифер с
меньшим f; чтобы обеспечить увеличение скорости обдувания нагревательных
) По рис.8 для выбранного типа калорифера и скорости воздуха
определяется достигаемый перепад температур воздуха в калорифере Δt1=tПВ-tН
и разность между температурой на поверхности нагревательного элемента и
нагретого воздуха Δt2 =tЭ-tПВ. Температура воздуха подаваемого в
помещение определяется из выражения:
Калорифер считается подобранным правильно если температура воздуха tПВ
= Δt1+tН соответствует расчетному значению а tЭ = Δt2+tПВ не превышает 150
°С. При недостаточном нагреве воздуха можно установить последовательно два
калорифера или более. В этом случае входной температурой для второго по
хода калорифера будет выходная температура первого калорифера и т.д.
При нагреве большого количества воздуха когда скорость в живом сечении
калорифера превышает 10-12 мс рекомендуется установка обводного клапана
через который проходит минуя калорифер часть общего количества приточного
воздуха. Количество воздуха проходящего через калорифер определяется по
где - принятая скорость воздуха в калорифере (7-10 мс); fк- живое
Температура воздуха выходящего из калорифера определяется по формуле
Проверку выбора калорифера провести по Vк и tК .
б) Сопротивление калорифера по воздуху (h Нм2) определяется по рис.8.
2. Расчёт и выбор водяных и паровых калориферов
Количество отопительных приборов выбирается из конструктивных
соображений принятой схемы отопительно-вентиляционной системы
животноводческого помещения.
Калориферы следует рассчитывать по методике приведенной в литературе
[1 6 7]. При этом нужно учесть что в тех случаях когда температура
выходящего из калорифера воздуха определенная по формуле
получается отрицательной необходимо рассчитывать по методике приведенной
в данном указании. Для этого необходимо определить количество воздуха
проходящего через калорифер при известной требуемой мощности отопительных
приборов и принимаемой температуре воздуха выходящего из калорифера.
Остальную часть воздуха необходимо пропускать мимо калорифера через
Количество воздуха пропускаемого через калорифер
где Qоп - определенная из теплового баланса мощность отопительных приборов;
tK- температура воздуха после калорифера °С.(принимается 10-20 °С)
Живое сечение калорифера для прохода воздуха
где ρ - плотность воздуха кгм3 ; vρ - расчетная массовая скорость
воздуха кгм2с (для пластинчатых калориферов vρ принимается 7 10 для
оребренных - 3 5 кгм2с).
По живому сечению подбираются (табл.5 10) калориферы. Калориферы КСкЗ
и КСк4 (табл.5 6) - оребренные в качестве теплоносителя используются вода
и пар. Калориферы КПЗ-СК и КП4-СК (табл.7 8) - оребренные паровые.
Калориферы КВББ и КВСБ (табл.9 10) - стальные пластинчатые теплоноситель
Если сечения одного калорифера недостаточно то можно взять два и более
калорифера. Подставив величину живого сечения выбранного калорифера в
предыдущую формулу уточним действительную массовую скорость воздуха.
Найдем скорость движения воды в трубах калорифера (для водных калориферов):
где СРВ – теплоемкость воды кДжкгК; ρ – плотность воды кгм3; fТР –
живое сечение трубок калорифера; tПР и tОБ – температура прямой и обратной
Проверим действительную мощность выбранного калорифера (калориферов)
где k – коэффициент теплопередачи выбранного калорифера который
определяется по табл.11 14 в зависимости от массовой скорости vρ и
скорости движения воды ; F - поверхность нагрева выбранного калорифера
м2 (табл.5 10); tвод - средняя температура воды в калорифере
для паровых калориферов tвод равна температуре насыщения для заданного
давления пара; tвозд - средняя температура воздуха в калорифере
n - количество калориферов. QK должно быть на 15 20% больше потребной
теплоты. Если это условие не выполняется то необходимо подобрать другой
Определение гидравлического сопротивления вентиляционной системы и выбор
Тип и номер вентилятора выбирается по количеству воздуха подаваемого
вентилятором м3час и гидравлическому сопротивлению движения воздуха по
вентиляционной системе (напору) Н.
Прежде чем приступить к расчету необходимо вычертить схему отопительно-
вентиляционной системы и разбить ее на участки таким образом чтобы
скорость движения воздуха и диаметры воздуховодов на каждом из них
оставались постоянными. При вычерчивании схемы надо учитывать что в
системах сосредоточенной подачи воздуха перед насадком должен быть прямой
участок длиной не менее 1м.
В схему движения воздуха включается весь путь от начала (жалюзийная
решетка см.п.4.1) до самого дальнего отверстия для выхода воздуха. На схеме
должны быть изображены все места в которых возникают местные потери то
есть потери связанные с перестроением движущегося воздуха. На участках
где возникают линейные потери то есть потери на трение должны быть
указаны скорость движения воздуха и диаметр воздуховода.
В раздающих участках линейные и местные потери определяются
одновременно по одной формуле.
Для каждого участка определяется линейные потери давления и местные по
где R - удельные потери давления на прямом участке (на 1 м длины)
(для данного случая можно принять коэффициент сопротивления трению λ=
2); V - скорость движения
воздуха на рассматриваемом участке мс; ρ - плотность воздуха кгм3; z -
потери давления в местных сопротивлениях;
где - коэффициент местного сопротивления табл.15; V – скорость воздуха в
рассматриваемом местном сопротивлении мс.
Потери напора в раздающей части воздуховода определяются из следующего
выражения (здесь учтены линейные и местные потери):
При расчете нужно суммировать потери не на всех участках а те которые
возникают как правило по пути движения от вентилятора до самой дальней
точки т.е. надо суммировать потери по тому пути на котором они имеют
наибольшее значение. В тех ответвлениях где потери меньше нужно
предусмотреть вставки (заслонки) таким образом чтобы увеличить потери.
Потери давления на трение в электрических калориферах (сопротивление)
определяются по рис.8. Потери давления (сопротивление) в водяных
калориферах определяются по табл.11 14.
Результаты расчета потерь напора заносятся в таблицу и определяется
требуемый напор вентилятора - как сумма всех потерь.
Потери напора вентиляционной сети
№ участкаV* l V мс d R Rl z Rl+z
м3с м м Нм2 Нм2 Нм2 Нм2
В вентиляционных системах животноводческих помещений когда сети имеют
небольшую длину и мало ответвлений можно не делить систему на участки.
Потери напора Па можно определить из выражения
где Нl - линейные потери в транспортирующем воздуховоде
z - местные потери в транспортирующем воздуховоде;
Нру - потери в раздающем воздуховоде определяются из выражения аналогично.
По требуемой производительности вентилятора (м3час) и напору Н (на
рис.9 14 обозначается Рv) по сводному графику (рис.9) производится
предварительный подбор вентилятора. При этом РV (4) уточняется по ближайшей
характеристике сводного графика.
Окончательный выбор вентилятора и мощности: двигателя определяется по
индивидуальным характеристикам вентиляторов (рис. 1 0 1 4).
Теоретически необходимая мощность двигателя вентилятора Вт
рассчитывается из формулы
где Н - необходимый рассчитанный напор вентилятора Па; в - количество
воздуха подаваемое вентилятором м3с; - максимальный КПД вентилятора.
1. Расчёт и выбор неподвижных жалюзийных решеток
Решетка выбирается по живому сечению рассчитанному по формуле
где V - расход воздуха через жалюзийную решетку м3с; ЖР - скорость
По живому сечению выбирается решетка и уточняется скорость воздуха.
2. Расчёт вытяжных шахт
Общая площадь вытяжных шахт м2 определяется из выражения
где V - воздухообмен в помещении мс; Ш - скорость воздуха в шахте.
Скорость воздуха в шахте м3с определяется из уравнения
где h - высота шахты м.
Высоту шахты принимать от середины оконных пролетов до высшей точки
шахты. При этом надо иметь в виду что шахта должна быть выше конька крыши
не менее чем на 05 м.
Количество шахт определяется из уравнения
где fш - сечение одной шахты принимается конструктивно исходя из общего
количества шахт в зависимости от размеров помещения. Можно задаться из
конструктивных соображений количеством шахт и определить сечение одной

Чертеж курсовая (Бройлеры1,0). cdw.cdw

План животноводческого помещения.
План животноводческого помещения (бройлеры).1:200.

кр.doc

Челябинский Государственный Агроинженерный
Факультет электрификации и автоматизации
сельскохозяйственного производства
Кафедра тепловодогазоснабжения сельского хозяйства
Расчет отопительно-вентиляционной системы животноводческих помещений
Преподаватель: Булгакова Р.И.
Вентиляторы применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В России при эксплуатации вентиляторов в различных отраслях
промышленности потребляется до 8 % всей вырабатываемой электроэнергии.
Особое место вентиляция имеет в сельскохозяйственных зданиях и
сооружениях. Если говорить о влиянии вентиляции на продуктивность животных
то установлено что продуктивность животных зависит не только от
эффективного использования кормов но и в значительной мере определяется
состоянием среды в животноводческих помещениях.
Для обеспечения устойчивости животных к простудным заболеваниям роста
их продуктивности необходимо создание оптимальных условий их содержания то
есть микроклимата который зависит от ряда факторов или показателей
основными из которых являются температура влажность подвижность и
загазованность воздуха в животноводческих помещениях.
Требуемый микроклимат достигается правильным соблюдением
теплофизических норм строящихся животноводческих помещений организация
воздухообмена выбором системы удаления навоза применением эффективных
средств регулирования параметров воздушной среды.
Соблюдение параметров микроклимата в животноводческих помещениях влияет
не только на здоровье животных и продуктивность но и на продолжительность
срока службы основных производственных зданий улучшение условий
эксплуатации технологического оборудования и труда обслуживающего
Расчет необходимого воздухообмена и мощности
отопительных приборов 5
Выбор и расчет системы вентиляции 11
Расчет отопительных приборов 14
Определение гидравлического сопротивления отопительно-
вентиляционной сети и выбор вентилятора 17
Список литературы 21
Вид животноводческого помещения: молодняк КРС.
Количество голов: 300.
Размеры помещения: 18х100х4 м.
Материал стен: кирпичная кладка.
Толщина стен: 380 мм.
Кровля: бесчердачная.
Наружная температура: -220С.
Параметры теплоносителя: 19 бар.
РАСЧЁТ НЕОБХОДИМОГО ВОЗДУХООБМЕНА И МОЩНОСТИ ОТОПИТЕПЬНЫХ ПРИБОРОВ
Расчёт необходимого воздухообмена.
Необходимый воздухообмен рассчитывается на основании баланса каждой
вредности поступающей в помещение и удаляющейся из помещения.
а). Воздухообмен по нормативной концентрации влаги внутри помещения
рассчитывается по выражению:
где dВ и dН – влагосодержание внутреннего и наружного воздуха г кг с.в.;
dН – при наружных температурах минус 20 30°С можно принять 05-04гкг
dв - определяется при помощи i-d диаграммы по принятой нормативной
температуре воздуха в помещении и допустимой влажности для каждого
вида животных (табл.1) dB = 55 гкг;
ρ – плотность воздуха при внутренней температуре кг м3;
[p Рн=760 мм рт.ст.; Т=283 К; Р=745 мм
Мж – количество влаги выделяемой животными
где m – количество животных содержащихся одновременно в помещении;
q – количество влаги выделяемое одним животным (табл. 2);
Ми- количество влаги испаряющейся с поверхности ограждений пола
поилок и т.д. Для животноводческих помещений
б). Воздухообмен по допустимой концентрации углекислого газа внутри
помещения определяется из выражения:
где С – количество углекислоты выделяемое одним животным (птицей)
м3с. Из таблицы 2 принимаем: С=2510-6м3с;
Св – допустимая концентрация СО2 в воздухе помещения м3м3. Для
животных Св=25 10-3 м3м3.
Сн – концентрация СО2 в свежем приточном воздухе Сн=(03 04) 10-3
мм3. Примем Сн=0410-3 м3м3.
Примечание: 1. Во всех животноводческих помещениях допускается содержание
СО2 до 25 лм3 NН3 до 05 лм3.
в) Воздухообмен по нормам расхода свежего воздуха на 100 кг живой
массы животных находится по уравнению
где g - масса одного животного кг. Согласно справочным данным примем
m - количество животных ;
Н - нормативный воздухообмен на 100 кг живой массы животных м3с100
кг. Согласно справочным данным примем Н=00055 м3с100 кг (табл.1):
Из определённых таким образом трех воздухообменов для дальнейших
расчетов отопительно-вентиляционной системы принимается наибольший Vв.
2 Определение требуемой мощности отопительных приборов
Необходимую мощность отопительных приборов определим из уравнения
теплового баланса помещения. Для написания уравнения теплового баланса
необходимо выявить все потери теплоты в животноводческом помещении а также
все тепловыделения. На основе теории теплопередачи найдем коэффициенты
теплопередачи и тепловые потери через отдельные виды ограждений затем
остальные составляющие уравнения теплового баланса и определим необходимую
мощность отопительных приборов.
Уравнение теплового баланса животноводческого помещения:
где Qоп - мощность отопительных приборов;
Qo - теплота теряемая через ограждающие конструкции помещения;
Qв - теплота теряемая с удаляемым из помещения воздухом;
Qи - теплота затраченная на испарение влаги;
Qж - теплота выделяемая животными.
а). Теплота теряемая через ограждающие конструкции определяется как
сумма потерь теплоты через отдельные виды ограждения (стены окна двери
пол потолок). Потери через окна двери пол и потолок определяются из
где к - коэффициент теплопередачи через соответствующий вид ограждения
F - площадь ограждения м2;
tВ и tН - внутренняя и наружная температура воздуха 0С;
n – определяет положение наружной ограждающей конструкции к наружному
Коэффициент теплопередачи определяется по выражению:
где Rв - тепловое сопротивление внутренней поверхности. Для
животноводческих помещений Rв=0155 м2КВт;
Rн - тепловое сопротивление наружной поверхности. Для наружных стен
Rн=0043 м2КВт; для поверхностей выходящих на чердак Rн=0124 м2КВт.
Коэффициент теплопередачи через стены:
Теплота теряемая через стены:
Коэффициент теплопередачи через потолок
Рассчитав коэффициент теплопередачи для потолка необходимо проверить
его на возможность образования конденсата на потолочном перекрытии. Для
этого определяем удельный тепловой поток через потолочное перекрытие:
где k - рассчитанный коэффициент теплопередачи для потолочного
Температура внутренней поверхности перекрытия округляется из
tn должна быть выше точки росы для параметров воздуха внутри помещения
округляемой по i-d диаграмме.
Теплота теряемая через потолок:
Коэффициент теплопередачи через окна (двойные): [pic] Втм2·К
Теплота теряемая через окна:
Коэффициент теплопередачи через двери (одинарные): [pic] Втм2·К
Теплота теряемая через двери:
Потери теплоты через пол определяется как сумма для зон шириной 2 м.
где Rn - сопротивление теплопередачи каждой зоны неутепленных полов.
Для I зоны Rn= 215; II зоны Rn= 43; III зоны Rn= 86 и для IV
F - площадь каждой зоны.
Теплота теряемая через пол:
Теплота теряемая через ограждающие конструкции:
б). Теплота теряемая с вентиляционным воздухом удаляемым из
помещения определяется по выражению:
где Ср - объемная теплоемкость воздуха кДжм3 К Ср = 1 3 кДжм3 К.
в). Теплота теряемая на испарение влаги
где 2477 кДжкг - скрытая теплота испарения 1 кг воды.
Qи = 247721=52017 Вт
г). Теплота выделяемая животными
где qж - количество теплоты выделяемой одним животным. Из таблицы 2
Qж=300·530=159000 Вт
Мощность отопительных приборов определится из уравнения теплового
Выбор и расчёт системы вентиляции
При выборе системы следует иметь в виду что она должна обеспечивать
равномерность распределения параметров микроклимата в рабочей зоне за счет
правильной организации циркуляции воздуха внутри помещения. Система
вентиляции не должна мешать технологическому процессу связанному с
содержанием животных. Система при наименьших капитальных затратах должна
быть проста в монтаже и удобна в эксплуатации.
Выбрав систему вентиляции и количество вентиляционных камер
необходимо изобразить систему вентиляции. Дальнейший расчёт вести для одной
приточной системы то есть на количество теплоты и подаваемого воздуха
одной вентиляционной камерой.
1. Расчёт системы вентиляции равномерной раздачи
Выберем систему вентиляции с двумя приточными камерами т.к.
воздухообмен в помещении Vв=495 м3с а на один вентилятор не должен
подавать воздуха более 3 4 м3с.
Определим диаметры воздуховодов
где V* - количество воздуха протекающего через рассчитываемый участок
- скорость воздуха на рассчитываемом участке ( = 8 10 мс для
транспортирующего воздуховода; = 6 8 мс для раздающей части).
Диаметр транспортирующей части воздуховода:
Диаметр раздающей части воздуховода:
Определив диаметр воздуховода подбирается ближайший диаметр по ГОСТ из
ряда: 125 160 200 250 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900
Примем диаметр транспортирующего воздуховода 08м; а раздающего –
Уточним скорость воздуха используя формулу
Скорость воздуха в транспортирующем воздуховоде:
Скорость воздуха в раздающей части воздуховода:
2. Расчёт раздающей части воздуховода
Равномерная раздача воздуха осуществляется либо за счет изменения
площади сечения раздающих отверстий по длине воздуховода при его постоянном
сечении либо за счет изменения сечения самого воздуховода при постоянном
сечении раздающих отверстий.
Выберем для раздачи воздухопровод постоянного сечения.
Найдем площадь последнего по ходу воздуха отверстия по формуле
где Vр - количество воздуха проходящего через рассматриваемый
раздающий участок м3с;
Vu – максимальная скорость истечения воздуха из раздающих отверстий
n – число отверстий на рассматриваемом раздающем участке. При этом
отверстия должны располагаться не более чем через 3 3.5 м а также должно
выдерживаться условие:
Примем n=15 в этом случае отверстия будут располагаться через каждые
м а также выполняется условие [pic]
где F - площадь сечения раздающего воздухопровода которая вычисляется
по диаметру раздающего воздуховод;
– коэффициент расхода (принимается =065 069).
Площадь последующих отверстий определим по выражению
Результаты расчета приведем в виде таблицы:
РАСЧЁТ ОТОПИТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ (КАЛОРИФЕРОВ)
1. Расчёт и выбор калориферов
Количество отопительных приборов выбирается из конструктивных
соображений принятой схемы отопительно-вентиляционной системы
животноводческого помещения. Выберем два калорифера по одному на каждую
Определим температуру выходящего из калорифера воздуха по формуле
Количество воздуха пропускаемого через калорифер определим по
где Qоп - определенная из теплового баланса мощность отопительных
tK- температура воздуха после калорифера °С.(принимается 10-20 °С)
Живое сечение калорифера для прохода воздуха
где ρ - плотность воздуха кгм3 ;
vρ - расчетная массовая скорость воздуха кгм2с (для оребренных -
По живому сечению подберем калориферы: КП310-СК-01АУЗ.
Площадь Площадь Площадь сеченияДлина Массакг
поверхности фронтального для прохода теплопередающейне более
теплообмена со сеченияfв теплоносителя трубкиl
Уточним действительную массовую скорость воздуха:
Проверим действительную мощность выбранного калорифера:
где k – коэффициент теплопередачи калорифера; k 5763 Вт(м20С) –
n – количество калориферов;
F - поверхность нагрева выбранного калорифера м2;
tвозд - средняя температура воздуха в калорифере
tпара –температура насыщения для заданного давления пара
QK должно быть на 15 20% больше потребной теплоты.
Определение гидравлического сопротивления вентиляционной системы и выбор
Тип и номер вентилятора выбирается по количеству воздуха подаваемого
вентилятором м3час и гидравлическому сопротивлению движения воздуха по
вентиляционной системе (напору) Н.
В вентиляционных системах животноводческих помещений когда сети имеют
небольшую длину и мало ответвлений можно не делить систему на участки.
Потери напора можно определить из выражения
где Нl - линейные потери в транспортирующем воздуховоде
где λ – коэффициент сопротивления трению (для данного случая можно
V - скорость движения воздуха на рассматриваемом участке мс;
ρ - плотность воздуха кгм3;
z - местные потери в транспортирующем воздуховоде;
где - коэффициент местного сопротивления;
V – скорость воздуха в рассматриваемом местном сопротивлении мс.
Нру - потери в раздающем воздуховоде.
где R - удельные потери давления на прямом участке (на 1 м длины)
При расчете нужно суммировать потери не на всех участках а по тому
пути на котором они имеют наибольшее значение. В тех ответвлениях где
потери меньше нужно предусмотреть вставки (заслонки) таким образом
чтобы увеличить потери.
РДвых из воздухопровода определяется по формуле:
Потери напора в воздуховоде определятся:
По требуемой производительности вентилятора (м3час) и напору Н
производится предварительный подбор вентилятора: ВЦ4-75-8.
Окончательный выбор вентилятора и мощности двигателя производится по
индивидуальным характеристикам вентиляторов: В.Ц4-75-8
Н=350 Па А4112МВ N=3 кВт
Теоретически необходимая мощность двигателя вентилятора
рассчитывается из формулы
где Н - необходимый рассчитанный напор вентилятора Па;
в - количество воздуха подаваемое вентилятором м3с;
- максимальный КПД вентилятора.
1. Расчёт и выбор неподвижных жалюзийных решеток
Решетка выбирается по живому сечению рассчитанному по формуле
где V - расход воздуха через жалюзийную решетку м3с;
ЖР - скорость воздуха ЖР= 4 6 мс
Выберем решетку 1 х 1м. fЖ.Р.=1 м2
Уточним скорость воздуха проходящего через решетку
2. Расчёт вытяжных шахт
Общая площадь вытяжных шахт определяется из выражения
где V - воздухообмен в помещении мс;
ш - скорость воздуха в шахте.
Скорость воздуха в шахте определяем из уравнения:
где h - высота шахты м.
Высоту шахты принимать от середины оконных пролетов до высшей точки
Количество шахт определяется из конструктивных соображений. Примем
Выберем шахты с сечением 05 х 05 м2
Методические указания к выполнению курсового и дипломного
проектирования «Расчет отопительно-вентиляционной системы
животноводческих помещений». – Челябинск 1999.
В.А. Кельдышев. Вентиляция сельскохозяйственных зданий и
сооружений. – Челябинск 2002.
А.А. Захаров. Применение тепла в сельском хозяйстве. – М. 1986.

тепло.doc

Челябинский Государственный Агроинженерный
Факультет механизации сельского хозяйства
Кафедра тракторов и автомобилей
Расчет двигателя трактора ДТ-175
Студент: Ярушин Л.П.
Преподаватель: Морозова Т.Н.
Вентиляторы применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В России при эксплуатации вентиляторов в различных отраслях
промышленности потребляется до 8 % всей вырабатываемой электроэнергии.
Особое место вентиляция имеет в сельскохозяйственных зданиях и
сооружениях. Если говорить о влияние вентиляции на продуктивность животных
установлено что продуктивность животных зависит не только от эффективного
использования кормов но и в значительной мере определяется состоянием
среды в животноводческих помещениях.
Для обеспечения устойчивости животных к простудным заболеваниям роста
их продуктивности необходимо создание оптимальных условий их содержания то
есть микроклимата который зависит от ряда факторов или показателей
основными из которых являются температура влажность подвижность и
загазованность воздуха в животноводческих помещениях.
Требуемый микроклимат достигается правильным соблюдением
теплофизических норм строящихся животноводческих помещений организация
воздухообмена выбором системы удаления навоза применением эффективных
средств регулирования параметров воздушной среды.
Соблюдение параметров микроклимата в животноводческих помещениях влияет
не только на здоровье животных и продуктивность но и на продолжительность
срока службы основных производственных зданий улучшение условий
эксплуатации технологического оборудования и труда обслуживающего
Расчет необходимого воздухообмена и мощности
отопительных приборов 5
Выбор и расчет системы вентиляции 10
Расчет отопительных приборов 12
Определение гидравлического сопротивления отопительно-
вентиляционной сети и выбор вентилятора 13
Список литературы 16
Помещение для кур-несушек 8 500 шт.
Размеры помещения: 18х90х3 м.
Материал стен: кирпич обожженный
Толщина стен 520 мм.
Калорифер электрический
Температура окружающей среды: -260С
РАСЧЁТ НЕОБХОДИМОГО ВОЗДУХООБМЕНА И МОЩНОСТИ ОТОПИТЕПЬНЫХ ПРИБОРОВ
Расчёт необходимого воздухообмена
Необходимый воздухообмен рассчитывается на основании баланса каждой
вредности поступающей в помещение и удаляющейся из помещения.
а). Воздухообмен по нормативной концентрации влаги внутри помещения
рассчитывается по выражению:
где dВ и dН – влагосодержание внутреннего и наружного воздуха г кг с.в.;
dН – при наружных температурах минус 20 30°С можно принять 05-04гкг
dв - определяется при помощи i-d диаграммы по принятой нормативной
температуре воздуха в помещении и допустимой влажности для каждого
вида животных (птиц) dB = 73 гкг с.в.;
ρ – плотность воздуха при внутренней температуре кг м3;
[p Тн=273К; Р=745 мм рт. ст; Рн=760 мм рт. ст
Мж – количество влаги выделяемой животными
где m – количество животных (птицы) содержащихся одновременно в
q – количество влаги выделяемое одним животным;
Ми- количество влаги испаряющейся с поверхности ограждений пола
поилок и т.д. Для животноводческих помещений
б). Воздухообмен по допустимой концентрации углекислого газа внутри
помещения определяется из выражения:
где С – количество углекислоты выделяемое одним животным (птицей)
м3с. Согласно справочным данным примем С=0810-6м3с;
Св – допустимая концентрация СО2 в воздухе помещения м3м3. Для птиц
Св=(18 2) 10-3 м3м3. Примем СВ=210-3 м3м3;
Сн – концентрация СО2 в свежем приточном воздухе Сн=(03 04) 10-3
м3м3. Примем Сн=03510-3 м3м3.
Примечание: 1. Во всех животноводческих помещениях допускается содержание
СО2 до 25 лм3 NН3 до 05 лм3.
В птичниках допустимые концентрации СO2 – 18 20 лм3 NН3 –
1 мгл Н2S – 0005 мгл.
в) Воздухообмен по нормам расхода свежего воздуха на 100 кг живой
массы животных находится по уравнению
где g - масса одного животного (птицы) кг. Согласно справочным данным
m - количество животных (птиц);
Н - нормативный воздухообмен на 100 кг живой массы животных м3с100
кг. Согласно справочным данным примем Н=0028 м3с100 кг.
Из определённых таким образом трех воздухообменов для дальнейших
расчетов отопительно-вентиляционной системы принимается наибольший Vв.
2 Определение требуемой мощности отопительных приборов
Необходимую мощность отопительных приборов определить из уравнения
теплового баланса помещения. Для написания уравнения теплового баланса
необходимо выявить все потери теплоты в животноводческом помещении а также
все тепловыделения. На основе теории теплопередачи найти коэффициенты
теплопередачи и тепловые потери через отдельные виды ограждений затем
остальные составляющие уравнения теплового баланса и определить необходимую
мощность отопительных приборов.
Уравнение теплового баланса животноводческого помещения:
где Qоп - мощность отопительных приборов;
Qo - теплота теряемая через ограждающие конструкции помещения;
Qв - теплота теряемая с удаляемым из помещения воздухом;
Qи - теплота затраченная на испарение влаги;
Qж - теплота выделяемая животными.
а). Теплота теряемая через ограждающие конструкции определяется как
сумма потерь теплоты через отдельные виды ограждения (стены окна двери
пол потолок). Потери через окна двери и потолок определяются из выражения
где к - коэффициент теплопередачи через соответствующий вид ограждения
F - площадь ограждения м2;
tВ и tН - внутренняя и наружная температура воздуха 0С;
Коэффициент теплопередачи
где Rв - тепловое сопротивление внутренней поверхности. Для
животноводческих помещений Rв=0155 м2КВт;
Rн - тепловое сопротивление наружной поверхности. Для наружных стен
Rн=0043 м2КВт; для поверхностей выходящих на чердак Rн=0124 м2КВт.
Коэффициент теплопередачи через потолок:
Коэффициент теплопередачи через стены:
Коэффициент теплопередачи через окна (двойные): [pic] Втм2·К
Коэффициент теплопередачи через двери (одинарные): [pic] Втм2·К
Рассчитав коэффициент теплопередачи для потолка необходимо проверить
его на возможность образования конденсата на потолочном перекрытии. Для
этого определяем удельный тепловой поток через потолочное перекрытие:
где k - рассчитанный коэффициент теплопередачи для потолочного
Температура внутренней поверхности перекрытия округляется из
tn должна быть выше точки росы для параметров воздуха внутри помещения
округляемой по i-d диаграмме.
Теплота теряемая через потолок: [pic]Вт
Теплота теряемая через стены: [pic]Вт
Теплота теряемая через окна: [pic]Вт
Теплота теряемая через двери: [pic]Вт
Потери теплоты через пол определяется как сумма для зон шириной 2 м.
где Rn - сопротивление теплопередачи каждой зоны неутепленных полов.
Для I зоны Rn= 215; II зоны Rn= 43; III зоны Rn= 86 и для IV зоны
F - площадь каждой зоны.
Теплота теряемая через пол:
Теплота теряемая через ограждающие конструкции:
б). Теплота теряемая с вентиляционным воздухом удаляемым из
помещения определяется по выражению:
где Ср - объемная теплоемкость воздуха кДжм3 К Ср = 1 3 кДжм3 К.
в). Теплота теряемая на испарение влаги
где 2477 кДжкг - скрытая теплота испарения 1 кг воды.
Qи = 2477204=505308 Вт
г). Теплота выделяемая животными
где qж - количество теплоты выделяемой одним животным. Согласно
справочным данным примем qж=13 Вт.
Qж=8500·13=110500 Вт
Мощность отопительных приборов определится из уравнения теплового
Выбор и расчёт системы вентиляции
Выбрав систему вентиляции и количество вентиляционных камер
необходимо изобразить систему вентиляции. Дальнейший расчёт вести для одной
приточной системы то есть на количество теплоты и подаваемого воздуха
одной вентиляционной камерой.
1. Расчёт системы вентиляции сосредоточенной раздачи
Выберем систему вентиляции с одной приточной камерой т.к.
воздухообмен в помещении Vв=41 м3с а на один вентилятор не должно
приходиться более 3 4 м3с.
Определим количество выпускных отверстий по ширине помещения.
Где L=40 м длина помещения
Lcmp – дальнобойность струи
с=02 04 – опытный коэффициент зависящий от величины максимальной
скорости в обратном потоке и минимальной осевой скорости в прямом потоке.
а=008 – коэффициент турбулентной структуры струи
Fo=54 м2 – часть площади поперечного сечения помещения обслуживаемая
Определим диаметр приточного насадка
где V* - количество воздуха истекающего из нсадка м3с;
v=04 06 – максимальная скорость в обратном потоке мс
Уточним скорость выхода воздуха из насадка используя формулу
Определим диаметр транспортирующего воздуховода
- скорость воздуха на рассчитываемом участке ( = 8 10 мс для
транспортирующего воздуховода).
Определив диаметр воздуховода подбирается ближайший диаметр по ГОСТ из
ряда: 125 160 200 250 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900
Примем диаметр транспортирующего воздуховода 08м; а раздающего –
Уточним скорость воздуха транспортирующего воздуховода
РАСЧЁТ ОТОПИТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ (КАЛОРИФЕРОВ)
1. Расчёт и выбор калориферов
Количество отопительных приборов выбирается из конструктивных
соображений принятой схемы отопительно-вентиляционной системы
животноводческого помещения. Выберем калорифер по одному на каждую
Калорифер1 СФО-2501-Т
Производительность по воздуху 519 кгс
Скорость воздуха в калорифере [pic] мс
Определим температуру выходящего из калорифера воздуха по формуле
Определим tпв по графику t1=350С;tпв=9 0С
Так как температура выходящая из калорифера получается слишком
низкой то необходимо установить последовательно два калорифера и более.
Тогда входной температурой для второго по ходу калорифера будет выходная
температура первого калорифера и т.д.
Калорифер2 СФО-1601-Т
Р=160 кВт; f=0433 м2
Производительность по воздуху 333 кгс
Определим tпв по графику t11=25 0С
Определение гидравлического сопротивления вентиляционной системы и выбор
Тип и номер вентилятора выбирается по количеству воздуха подаваемого
вентилятором м3час и гидравлическому сопротивлению движения воздуха по
вентиляционной системе (напору) Н.
В вентиляционных системах животноводческих помещений когда сети имеют
небольшую длину и мало ответвлений можно не делить систему на участки.
Потери напора можно определить из выражения
где Нl - линейные потери в транспортирующем воздуховоде
где λ – коэффициент сопротивления трению (для данного случая можно
V - скорость движения воздуха на рассматриваемом участке мс;
ρ - плотность воздуха кгм3;
z - местные потери в транспортирующем воздуховоде;
где - коэффициент местного сопротивления;
V – скорость воздуха в рассматриваемом местном сопротивлении мс.
РДвых из воздухопровода определяется по формуле:
Потери напора в воздуховоде определятся:
По требуемой производительности вентилятора (м3час) и напору Н
производится предварительный подбор вентилятора: ВЦ4-75-8.
Окончательный выбор вентилятора и мощности двигателя производится по
индивидуальным характеристикам вентиляторов: ВЦ4-75-8 Н=556 Па
А4112 МВ N=3 кВт n=965 обмин
Теоретически необходимая мощность двигателя вентилятора
рассчитывается из формулы
где Н - необходимый рассчитанный напор вентилятора Па;
в - количество воздуха подаваемое вентилятором м3с;
- максимальный КПД вентилятора.
1. Расчёт и выбор неподвижных жалюзийных решеток
Решетка выбирается по живому сечению рассчитанному по формуле
где V - расход воздуха через жалюзийную решетку м3с;
ЖР - скорость воздуха ЖР= 4 6 мс
Выберем решетку 10 х 10 м. fЖ.Р.=1м2
Уточним скорость воздуха проходящего через решетку
2. Расчёт вытяжной траншеи
Общая площадь вытяжной траншеи определяется из выражения
где V - воздухообмен в помещении м3с;
ш - скорость воздуха в шахте мс.
индивидуальным характеристикам вентиляторов: ВЦ4-75-63 А4100 S
Методические указания к выполнению курсового и дипломного
проектирования «Расчет отопительно-вентиляционной системы
животноводческих помещений». – Челябинск 1999.
В.А. Кельдышев. Вентиляция сельскохозяйственных зданий и
сооружений. – Челябинск 2002.
А.А. Захаров. Применение тепла в сельском хозяйстве. – М. 1986.

Исходные данные теплотехника.doc

Вид животных: Телята;
Количество: 100 штук;
Размер помещения: 12м
Материал стен: шлакоблок;
Толщина стен: 640 мм;
Кровля: Совмещенная;
Наружная температура: -28°С;
Параметры теплоносителя: 17 бар.
Расчет необходимого воздухообмена и мощности отопительных приборов.
1. Расчет необходимого воздухообмена.
Необходимый воздухообмен рассчитывается на основании баланса каждой
вредности поступающей в помещение и удаляющейся из помещения.
Ниже приводится методика расчета воздухообмена по влаге и углекислому газу.
а) Воздухообмен по нормативной концентрации влаги внутри помещения
рассчитывается по выражению:
где [pic] и [pic]влагосодержание внутреннего и наружного воздуха
[pic]при наружных температурах минус 20 300С принимаем равной 05
[pic]определяется при помощи i-d диаграммы по принятой нормативной
температуре воздуха в помещении и допустимой влажности. Принимаем равное 8.
[pic]плотность воздуха при внутренней температуре [pic]
[pic]количество влаги выделяемой животными
[pic] количество влаги испаряющейся с поверхности ограждений пола
[pic] количество влаги выделяемой одним животным
б) Воздухообмен по допустимой концентрации углекислого газа внутри
помещения определяется из выражения:
где С – количество углекислоты выделяемое одним животным [p
[pic]концентрация [pic] в свежем приточном воздухе.
в) Воздухообмен по нормам расхода свежего воздуха на 100 кг
животной массы находится по уравнению:
где g - масса одного животного кг; m -количество животных;
[pic] нормативный воздухообмен на 100 кг живой массы животных м3с [pic]
Таким образом из определенных трех воздухообменов для дальнейших расчетов
отопительно–вентиляционной системы выбираем наибольший воздухообмен -[pic].
2. Определение требуемой мощности отопительных приборов.
Необходимая мощность отопительных приборов определяется из уравнения
теплового баланса помещения. Для написания этого уравнения необходимо
выявить все потери теплоты в животноводческом помещении а также все
тепловыделения. Находим коэффициенты теплопередачи и тепловые потери через
отдельные виды ограждений затем остальные составляющие уравнения теплового
баланса и определим необходимую мощность отопительных приборов. При расчете
потерь теплоты имеем в виду что размеры помещения в здании относятся
только к стойловой части. Размеры тамбуров и других помещений определяем по
типовым проектам. При расчете теплового баланса строго придерживаемся
требований строительных норм и правил технологического проектирования
животноводческих построек.
Мощность отопительных приборов определяется из уравнения теплового
баланса животноводческого помещения:
где Qon -мощность отопительных приборов; Q0 -теплота теряемая через
ограждающие конструкции помещения; QB –теплота теряемая с удаляемым из
помещения воздухом; Qи -теплота затраченная на испарение влага; Qж
-теплота выделяемая животными.
где [pic]сопротивление теплопередачи каждой зоны неутепленных полов [pic]
Находим потери тепла через стены:
Коэффициент теплоотдачи находится из выражения:
где [pic]тепловое сопротивление внутренней поверхности [pic]0155м2КВт
[pic]коэффициент теплопроводности Втм·К
[pic]толщина покрытия м
[pic]тепловое сопротивление наружной поверхности для наружных
где [pic]коэффициент теплопередачи [pic][pic]
[pic] так как кровля совмещенная. [pic]
[pic]удельный тепловой поток через потолочное перекрытие.
[pic]температура внутренней поверхности перекрытия
[pic]точка росы для параметров воздуха внутри помещения
[pic]образование конденсата на потолочном перекрытии не будет.
Теплота теряемая через ограждающие конструкции помещения:
Теплота теряемая с удаляемым из помещения воздухом:
где [pic]объемная теплоемкость воздуха
Теплота затраченная на испарение влаги:
где [pic]скрытая теплота испарения 1кг воды.
Теплота выделяемая животными:
где [pic]количество теплоты выделяемой одним животным [pic]
Мощность отопительных приборов:
Выбор и расчет системы вентиляции.
При выборе системы вентиляции следует иметь в виду что она должна
обеспечивать равномерность распределения параметров микроклимата в рабочей
зоне за счет организации правильной циркуляции воздуха внутри помещения.
Система вентиляции не должна мешать технологическому процессу связанному с
содержанием животных. Система при капитальных наименьших затратах должна
быть проста в монтаже и удобна в эксплуатации.
В животноводческих помещениях не рекомендуется применять вентиляторы
больше номера №8 поэтому имеем в виду что один вентилятор не должен
подавать воздуха более 3 35 м2с.при выборе количества вентиляционных
камер учитываем это условие.
1.Расчет системы вентиляции равномерной раздачи.
Определение диаметра воздуховодов:
где [pic]количество воздуха протекающего через рассчитываемый участок
[pic]скорость воздуха на рассчитываемом участке.
[pic]для раздающей части.
По ГОСТу выбираем [pic].
[pic]для транспортирующего воздуховода.
По ГОСТу выбираем [pic]
Уточнение скорости воздуховода для раздающей части:
Уточнение скорости воздуха для транспортирующего воздуховода:
2. Расчет раздающей части воздуховода.
Площадь раздающего отверстия [pic] :
где [pic]количество воздуха проходящего через рассматриваемый раздающий
[pic] коэффициент расхода.
[pic] площадь сечения раздающего воздуховода вычисляется по диаметру
Площадь последующих отверстий [pic]
Расчет отопительных приборов.
1. Расчет и выбор парового калорифера.
Количество отопительных приборов выбирается из конструктивных
соображений и принятой схемы отопительно-вентиляционной системы
животноводческого помещения.
Температура воздуха подаваемого в помещение:
Расход воздуха через калорифер:
[pic]определенная из теплового баланса мощность отопительных
Живое сечение калорифера для прохода воздуха:
где [pic] плотность воздуха [pic] [pic]
[pic]для оребренных.
Выбираем калорифер по живому сечению: КП36-СК-01АУЗ.
Утончение действительной мощности калорифера:
Проверка действительной мощности калорифера:
[pic] поверхность нагрева калорифера [pic] [pic]
[pic]средняя температура воздуха в калорифере.
[pic] [pic] [pic] [pic][pic]
Определяем гидравлическое сопротивление вентиляционной системы и выбор
Тип и номер вентилятора выбирается по количеству воздуха подаваемого
вентилятором [pic] и гидравлическому сопротивлению движения воздуха по
вентиляционной системе (напором) Нт.
где [pic] удельные потери давления на прямом участке (на 1 м длины)
р- плотность воздуха [p
λ - коэффициент сопротивления трению в нашем случае равный 002 .
[pic]аэродинамическое сопротивление воздухонагревателя [pic]
[pic]потери давления в местных сопротивлениях [pic]
Определение потерь на местных сопротивлениях [pic]
где [pic]коэффициент местного сопротивления
[pic]регулирующая заслонка в открытом положении.
Требуемый напор [pic]
Выбор вентилятора: производительность [pic] [pic]
В.Ц4-75-4 (исполнение 1): Е4.105-2 [pic] [pic] [pic]
Теоретически необходимая мощность двигателя вентилятора [pic]:
где [pic]максимальный КПД вентилятора.
[pic]коэффициент воздуха подаваемое вентилятором [pic]
[pic]количество воздуха подаваемое вентилятором [pic]
1. Расчет и выбор неподвижных жалюзийных решеток.
Решетка выбирается по живому сечению:
[pic]скорость воздуха [pic] [pic]
2. Расчет вытяжных шахт.
Общая площадь вытяжных шахт:
[pic]воздухообмен в помещении [pic]
[pic]скорость воздуха в шахте [pic]
Скорость воздуха в шахте:
где [pic]высота шахты [pic] [pic]
где [pic]сечение одной шахты [pic]
Методические указания к выполнению курсового и
дипломного проектирования «Расчет отопительно-вентиляционной системы
животноводческих помещений». Челябинск ЧГАУ 1999
Захаров А.А. Применение теплоты с сельском хозяйстве.-
Панин В.И. Справочник по теплотехнике в сельском
хозяйстве.- М.:Россельхозиздат 1979 г.
Справочник по теплоснабжению сельскохозяйственных предприятий
В.В.Жабо и др.-М.:Колос 1983 г.
Захаров А.А. Практикум по применению теплоты в сельском
хозяйстве.-М.:Агропромиздат 1985 г.
ГОСТ 21.602-79 Отопление вентиляция и кондиционирование
воздуха. Рабочие чертежи.
СНиП 2.10.03-84 Животноводческие птицеводческие и звероводческие
ГОСТ 12.4.021-75 Системы вентиляционные. Общие требования.

Чертеж.cdw

Курс. тепло 29 вариант.doc

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Челябинский Государственный Агроинженерный
Факультет Электрификации и автоматизации
сельскохозяйственного производства
Кафедра Тепловодогазоснабжения сельского
Расчет отопительно-вентиляционной системы животноводческих помещений
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Студент Аншаков М. Ю.
уч. степень уч. звание
должн. уч. степень уч. звание Круглов Г.А.
Исходные данные для расчета системы вентиляции
Животноводческое помещение: коровник
Количество голов: 100
Размеры помещения: 12х60х4 м
Материал стен: бетон
Толщина стен: 500 мм
Наружная температура: -32ºC
Параметры теплоносителя: 90ºC
Расчет необходимого воздухообмена и мощности
отопительных приборов 5
Выбор и расчет системы вентиляции 12
Расчет отопительных приборов
Определение гидравлического сопротивления отопительно-вентиляционной
сети и выбор вентилятора
Приложение (графическая часть: план и разрез животноводческого помещения и
вентиляционной камеры) .
Вентиляторы применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В России при эксплуатации вентиляторов в различных отраслях
промышленности потребляется до 8 % всей вырабатываемой электроэнергии.
Особое место вентиляция имеет в сельскохозяйственных зданиях и
сооружениях. Если говорить о влияние вентиляции на продуктивность животных
установлено что продуктивность животных зависит не только от эффективного
использования кормов но и в значительной мере определяется состоянием
среды в животноводческих помещениях.
Для обеспечения устойчивости животных к простудным заболеваниям роста
их продуктивности необходимо создание оптимальных условий их содержания то
есть микроклимата который зависит от ряда факторов или показателей
основными из которых являются температура влажность подвижность и
загазованность воздуха в животноводческих помещениях.
Требуемый микроклимат достигается правильным соблюдением
теплофизических норм строящихся животноводческих помещений организация
воздухообмена выбором системы удаления навоза применением эффективных
средств регулирования параметров воздушной среды.
Соблюдение параметров микроклимата в животноводческих помещениях
влияет не только на здоровье животных и продуктивность но и на
продолжительность срока службы основных производственных зданий улучшение
условий эксплуатации технологического оборудования и труда обслуживающего
отопительных приборов
1 Расчёт необходимого воздухообмена
Необходимый воздухообмен рассчитываем на основании баланса каждой
вредности поступающей в помещение и удаляющейся из него.
а) Воздухообмен по нормативной концентрации влаги внутри помещения
определяем по выражению:
где dВ и dН – влагосодержание внутреннего и наружного воздуха г кг
dН – при наружной температуре минус 32°С принимаем равной
dВ – определяем при помощи i-d диаграммы по принятой нормативной
температуре воздуха в помещении равной 10°С и допустимой влажности 70%. Для
данного вида животных dB=55 гкг с.в.;
ρ – плотность воздуха при внутренней температуре кг м3:
МЖ – количество влаги выделяемой животными гс. Определяем по
где m – количество животных в помещении;
q – количество влаги выделяемое одним животным;
МИ – количество влаги испаряющейся с поверхности ограждений пола
поилок и т.д. Для животноводческих помещений:
б) Воздухообмен по допустимой концентрации углекислого газа внутри
помещения определяем из выражения:
где С – количество углекислоты выделяемое одним животным м3с .Согласно
справочным данным примем С=3010-6 м3с;
СВ – допустимая концентрация СО2 в воздухе помещения м3м3. Для
телятника примем СВ=2510-3 м3м3;
СН – концентрация СО2 в свежем приточном воздухе должно быть не более
в) Воздухообмен по нормам расхода свежего воздуха на 100 кг живой
массы животных находим по уравнению:
где g – масса одного животного кг. Примем равным 100 кг;
m – количество животных;
Н – нормативный воздухообмен на 100 кг живой массы м3с100 кг.
Согласно справочным данным примем Н=00048 м3с100 кг.
Таким образом из определённых трех воздухообменов для дальнейших
расчетов отопительно-вентиляционной системы принимаем наибольший то есть
2 Определение требуемой мощности отопительных приборов
Необходимую мощность отопительных приборов определяем из уравнения
теплового баланса помещения. Для написания уравнения теплового баланса
выявим все потери теплоты в животноводческом помещении а также все
тепловыделения. На основе теории теплопередачи найдем коэффициенты
теплопередачи и тепловые потери через отдельные виды ограждений затем
остальные составляющие уравнения теплового баланса и определим необходимую
мощность отопительных приборов.
Уравнение теплового баланса животноводческого помещения:
где QОП – мощность отопительных приборов Вт;
QО – теплота теряемая через ограждающие конструкции помещения Вт;
QВ – теплота теряемая с удаляемым из помещения воздухом Вт;
QИ – теплота затраченная на испарение влаги Вт;
QЖ – теплота выделяемая животными Вт.
а) Теплоту теряемую через ограждающие конструкции определяем как
сумму потерь теплоты через отдельные виды ограждения (стены окна пол
Потери через окна двери стены и потолок найдем из выражения:
где k – коэффициент теплопередачи через соответствующий вид ограждения
F – площадь ограждения м2;
tВ и tН – внутренняя и наружная температура воздуха 0С.
Коэффициент теплопередачи через стены и потолок определяется
где RВ – тепловое сопротивление внутренней поверхности ограждения. Для
животноводческих помещений Rв=0155 м2·КВт;
RН – тепловое сопротивление наружной поверхности. Для наружных стен и
бесчердачного покрытия RН=0043 м2КВт;
– толщина теплопередающей поверхности м;
λ – коэффициент теплопроводности Втм·К.
Коэффициент теплопередачи через двойные окна согласно справочным
данным примем k = 272 Втм2·К.
Потери через пол найдем из выражения:
где Rn – сопротивление теплопередачи каждой зоны неутепленных полов
м2КВт. (I зоны Rn=215 м2КВт II зоны Rn=43 м2КВт III зоны Rn=86
м2КВт IV зоны Rn=142 м2КВт).
F – площадь каждой зоны м2.
) Тепловые потери через потолок
вата минеральная: =01 м λ=0055 Втм·К
рубероид: =0003 м λ=017 Втм·К
цементно-песчаная стяжка:=002 м; λ=1 Втм·К.
бетонная плита (железобетон): =012 м; λ=15 Втм·К
По формуле (8) рассчитываем коэффициент теплопередачи через потолок:
Рассчитав коэффициент теплопередачи для потолка необходимо проверить
его на возможность образования конденсата на потолочном перекрытии. Для
этого определяем удельный тепловой поток через потолочное перекрытие:
где k – рассчитанный коэффициент теплопередачи для потолочного
Температура внутренней поверхности перекрытия округляется из
где qn – удельный тепловой поток через потолочное перекрытие;
RВ – тепловое сопротивление внутренней поверхности перекрытия.
Температура tn выше точки росы округляемой по i-d диаграмме для
параметров воздуха внутри помещения.
Площадь потолка: Fпотолка=1260=720 м2.
По формуле (7) рассчитываем теплоту теряемую через потолок:
) Тепловые потери через стены
штукатурка цементная: =001 м λ=1 Втм·К.
вата минеральная: =005 м λ=0055 Втм·К
бетон: =05 м λ=1 Втм·К
По формуле (8) рассчитываем коэффициент теплопередачи через стены:
Рассчитав коэффициент теплопередачи для стен необходимо проверить
этого определяем удельный тепловой поток через стены:
где k – рассчитанный коэффициент теплопередачи для стен;
Температура внутренней поверхности стены округляется из выражения:
где qn – удельный тепловой поток через стены;
RВ – тепловое сопротивление внутренней стен.
Площадь стен: Fстен=576 – 015·576–12=478м2.
По формуле (7) рассчитываем теплоту теряемую через стены:
).Тепловые потери через окна
Площадь окон: Fокон=015·576=86 м2.
По формуле (7) рассчитываем теплоту теряемую через окна:
)Рассчитываем теплоту теряемую через двери
коэффициент теплопередачи через двери (двойные): [pic] Втм2·К
Теплота теряемая через двери:
).Тепловые потери через пол
Потери теплоты через пол определяется как сумма для зон шириной 2 м.
По формуле (9) рассчитываем теплоту теряемую в каждой зоне пола:
Определим потери теплоты через пол как сумму потерь в каждой зоне:
Таким образом теплота теряемая через ограждающие конструкции равна:
б) Теплоту теряемую с вентиляционным воздухом удаляемым из
помещения определим по выражению:
где Ср – объемная теплоемкость воздуха кДжм3 К Ср = 13 кДжм3 К.
в) Определим теплоту теряемую на испарение влаги
где 2477 кДжкг – скрытая теплота испарения 1 кг воды;
поилок и т.д. (определено см. выше).
QИ = 2477085=2080 Вт.
г) Определим теплоту выделяемую животными
где qж – количество теплоты выделяемой одним животным. Согласно
справочным данным примем qж=670 Вт.
QЖ=100·670=67000 Вт.
В результате по формуле (6) определим требуемую мощность отопительных
Выбор и расчёт системы вентиляции
Выберем систему вентиляции необходимую для обеспечения равномерности
распределения параметров микроклимата в рабочей зоне за счет правильной
организации циркуляции воздуха внутри помещения и количество вентиляционных
камер (система вентиляции изображена в графической части). Таким образом
дальнейший расчёт будем вести для одной приточной системы то есть на
количество теплоты и подаваемого воздуха одной вентиляционной камерой. Так
как воздухообмен в помещении V=192 м3с а на один вентилятор должно
приходиться не более 3 35 м3с то достаточно двух вентиляционных камеры.
1 Расчёт системы вентиляции с равномерной раздачей приточного
Определим диаметры воздуховодов:
где V* – количество воздуха протекающего через рассчитываемый участок
v – скорость воздуха на рассчитываемом участке (v = 8 10 мс для
транспортирующего воздуховода; v = 6 8 мс для раздающей части).
По формуле (16) определим диаметр транспортирующей части воздуховода:
Диаметр раздающей части воздуховода:
Определив диаметры воздуховодов подбираем ближайший диаметр по ГОСТ.
Для транспортирующей части воздуховода примем диаметр d=500 мм; Для
раздающей части воздуховода примем диаметр d=400 мм.
Уточним скорость воздуха используя формулу (15):
Скорость воздуха в транспортирующем воздуховоде:
Скорость воздуха в раздающей части воздуховода:
2 Расчёт раздающей части воздуховода
Равномерная раздача воздуха осуществляется либо за счет изменения
площади сечения раздающих отверстии по длине воздуховода при его постоянном
сечении либо за счет изменения сечения самого воздуховода при постоянном
сечении раздающих отверстий.
Выберем для раздающей части воздухопровод постоянного сечения и
найдем площадь сечения последнего отверстия по ходу воздуха по формуле:
где Vр – количество воздуха проходящего через рассматриваемый раздающий
vU – максимальная скорость истечения воздуха из раздающих отверстий
мс. Согласно справочным данным примем vU=8 мс;
n – число отверстий на рассматриваемом раздающем участке. При этом
отверстия должны располагаться не более чем через 3 35 м а также должно
выдерживаться условие:
где F – площадь сечения раздающего воздухопровода которая вычисляется по
– коэффициент расхода (принимается =065 069).
По формуле (17) определим площадь сечения последнего отверстия по
Проверим количество отверстий n на условие (18):
Диаметр последнего отверстия по ходу воздуха найдем по формуле:
Таким образом диаметр последнего отверстия:
Площадь последующих отверстий определим по выражению:
Диаметры последующих отверстий определим аналогично выражению (19).
Результаты расчетов площадей сечения отверстий по ходу воздуха fi их
диаметров di и коэффициентов Мi приведены в таблице 1.
№ отверстия fi Мi di
РАСЧЁТ ОТОПИТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ (КАЛОРИФЕРОВ)
1. Расчёт и выбор калориферов
Количество отопительных приборов выбирается из конструктивных
соображений принятой схемы отопительно-вентиляционной системы
животноводческого помещения. Выберем один калорифер на одну приточную
Определим температуру выходящего из калорифера воздуха по формуле:
Количество воздуха пропускаемого через калорифер определим по
где Qоп - определенная из теплового баланса мощность отопительных
tK- температура воздуха после калорифера °С.(принимается 10-20 °С)
Живое сечение калорифера для прохода воздуха
где ρ - плотность воздуха кгм3 ;
vρ - расчетная массовая скорость воздуха кгм2с (для пластинчатых
калориферов vρ принимается 7 10 для оребренных - 3 5 кгм2с).
По живому сечению подберем калориферы: КСК3-10-02АХЛ3 (fк=0581м2).
Найдем скорость движения воды в трубах калорифера
где Срв – теплоемкость воды кДжкг К;
ρв - плотность воды кгм3;
fТР - живое сечение трубок калорифера м2;
tПР и tОБ – температура прямой и обратной воды °С.
Проверим действительную мощность выбранных калориферов
где k – коэффициент теплопередачи калорифера; k=36Вт(м20С);
F - поверхность нагрева выбранного калорифера =2866 м2;
tвод - средняя температура воды в калорифере
tвозд – средняя температура воздуха в калорифере
n - количество калориферов.
QK должно быть на 15 20% больше потребной теплоты.
QkQoп=9389080885=116
Определение гидравлического сопротивления вентиляционной системы и
Тип и номер вентилятора выбирается по количеству воздуха подаваемого
вентилятором м3час и гидравлическому сопротивлению движения воздуха по
вентиляционной системе (напору) Н.
В вентиляционных системах животноводческих помещений когда сети
имеют небольшую длину и мало ответвлений можно не делить систему на
участки. Потери напора можно определить из выражения
где Нl - линейные потери в транспортирующем воздуховоде
где λ – коэффициент сопротивления трению (для данного случая можно
V - скорость движения воздуха на рассматриваемом участке мс;
ρ - плотность воздуха кгм3;
z - местные потери в транспортирующем воздуховоде;
где - коэффициент местного сопротивления;
V – скорость воздуха в рассматриваемом местном сопротивлении мс.
Нру - потери в раздающем воздуховоде
где R - удельные потери давления на прямом участке (на 1 м длины)
створки под углом 250
По требуемой производительности вентилятора (м3час) и напору РV
производится предварительный подбор вентилятора: ВЦ4-75-63.
Окончательный выбор вентилятора и мощности двигателя производится по
индивидуальным характеристикам вентиляторов:
В.Ц. 4–75–63 Е 6.3.090–1 РV=300 Па 4А90L
Теоретически необходимая мощность двигателя вентилятора
рассчитывается из формулы
Vв - количество воздуха подаваемое вентилятором м3с;
- максимальный КПД вентилятора.
K- коэффициент запаса
1. Расчёт и выбор неподвижных жалюзийных решеток
Решетка выбирается по живому сечению рассчитанному по формуле
где V - расход воздуха через жалюзийную решетку м3с;
ЖР - скорость воздуха мс
Выберем решетку 06 х 1 м. fЖ.Р.=06 м2
2. Расчёт вытяжных шахт
Общая площадь вытяжных шахт определяется из выражения
где V - воздухообмен в помещении мс;
ш - скорость воздуха в шахте.
Скорость воздуха в шахте определяется из уравнения
где h - высота шахты м.
Высоту шахты принимать от середины оконных пролетов до высшей точки
Количество шахт определяется из конструктивных соображений n=9.
Методические указания к выполнению курсового и дипломного
проектирования «Расчет отопительно-вентиляционной системы
животноводческих помещений». – Челябинск 1999.
В.А. Кельдышев. Вентиляция сельскохозяйственных зданий и
сооружений. – Челябинск 2002.
А.А. Захаров. Применение тепла в сельском хозяйстве. – М. 1986.

51.doc

Челябинский Государственный Агроинженерный
Факультет электрификации и автоматизации
сельскохозяйственного производства
Кафедра тепловодогазоснабжения сельского хозяйства
Расчет отопительно-вентиляционной системы животноводческих помещений
Преподаватель: Круглов Г.А.
Вентиляторы применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В России при эксплуатации вентиляторов в различных отраслях
промышленности потребляется до 8 % всей вырабатываемой электроэнергии.
Особое место вентиляция имеет в сельскохозяйственных зданиях и
сооружениях. Если говорить о влияние вентиляции на продуктивность животных
установлено что продуктивность животных зависит не только от эффективного
использования кормов но и в значительной мере определяется состоянием
среды в животноводческих помещениях.
Для обеспечения устойчивости животных к простудным заболеваниям роста
их продуктивности необходимо создание оптимальных условий их содержания то
есть микроклимата который зависит от ряда факторов или показателей
основными из которых являются температура влажность подвижность и
загазованность воздуха в животноводческих помещениях.
Требуемый микроклимат достигается правильным соблюдением
теплофизических норм строящихся животноводческих помещений организация
воздухообмена выбором системы удаления навоза применением эффективных
средств регулирования параметров воздушной среды.
Соблюдение параметров микроклимата в животноводческих помещениях влияет
не только на здоровье животных и продуктивность но и на продолжительность
срока службы основных производственных зданий улучшение условий
эксплуатации технологического оборудования и труда обслуживающего
Расчет необходимого воздухообмена и мощности
отопительных приборов 5
Выбор и расчет системы вентиляции 10
Расчет отопительных приборов 13
Определение гидравлического сопротивления отопительно-
вентиляционной сети и выбор вентилятора 15
Список литературы 19
Помещение для кур-несушек 8500 шт.
Размеры помещения: 18х90х3 м.
Материал стен: кирпич обоженный
Толщина стен 520 мм.
Температура окружающей среды: -260С
РАСЧЁТ НЕОБХОДИМОГО ВОЗДУХООБМЕНА И МОЩНОСТИ ОТОПИТЕПЬНЫХ ПРИБОРОВ
Расчёт необходимого воздухообмена
Необходимый воздухообмен рассчитывается на основании баланса каждой
вредности поступающей в помещение и удаляющейся из помещения.
а). Воздухообмен по нормативной концентрации влаги внутри помещения
рассчитывается по выражению:
где dВ и dН – влагосодержание внутреннего и наружного воздуха г кг с.в.;
dН – при наружных температурах минус 20 30°С можно принять 05-04гкг
dв - определяется при помощи i-d диаграммы по принятой нормативной
температуре воздуха в помещении и допустимой влажности для каждого
вида животных (птиц) dB = 7 гкг;
ρ – плотность воздуха при внутренней температуре кг м3;
[p Тн=273К; Рн=105Па
Мж – количество влаги выделяемой животными
где m – количество животных (птицы) содержащихся одновременно в
q – количество влаги выделяемое одним животным;
Ми- количество влаги испаряющейся с поверхности ограждений пола
поилок и т.д. Для животноводческих помещений
б). Воздухообмен по допустимой концентрации углекислого газа внутри
помещения определяется из выражения:
где С – количество углекислоты выделяемое одним животным (птицей)
м3с. Согласно справочным данным примем С=0810-6м3с;
Св – допустимая концентрация СО2 в воздухе помещения м3м3. Для птиц
Св=(18 2) 10-3 м3м3. Примем СВ=1910-3 м3м3;
Сн – концентрация СО2 в свежем приточном воздухе Сн=(03 04) 10-3
м3м3. Примем Сн=03510-3 м3м3.
Примечание: 1. Во всех животноводческих помещениях допускается содержание
СО2 до 25 лм3 NН3 до 05 лм3.
В птичниках допустимые концентрации СO2 – 18 20 лм3 NН3 –
1 мгл Н2S – 0005 мгл.
в) Воздухообмен по нормам расхода свежего воздуха на 100 кг живой
массы животных находится по уравнению
где g - масса одного животного (птицы) кг. Согласно справочным данным
m - количество животных (птиц);
Н - нормативный воздухообмен на 100 кг живой массы животных м3с100
кг. Согласно справочным данным примем Н=0028 м3с100 кг.
Из определённых таким образом трех воздухообменов для дальнейших
расчетов отопительно-вентиляционной системы принимается наибольший Vв.
2 Определение требуемой мощности отопительных приборов
Необходимую мощность отопительных приборов определить из уравнения
теплового баланса помещения. Для написания уравнения теплового баланса
необходимо выявить все потери теплоты в животноводческом помещении а также
все тепловыделения. На основе теории теплопередачи найти коэффициенты
теплопередачи и тепловые потери через отдельные виды ограждений затем
остальные составляющие уравнения теплового баланса и определить необходимую
мощность отопительных приборов.
Уравнение теплового баланса животноводческого помещения:
где Qоп - мощность отопительных приборов;
Qo - теплота теряемая через ограждающие конструкции помещения;
Qв - теплота теряемая с удаляемым из помещения воздухом;
Qи - теплота затраченная на испарение влаги;
Qж - теплота выделяемая животными.
а). Теплота теряемая через ограждающие конструкции определяется как
сумма потерь теплоты через отдельные виды ограждения (стены окна двери
пол потолок). Потери через окна двери и потолок определяются из выражения
где к - коэффициент теплопередачи через соответствующий вид ограждения
F - площадь ограждения м2;
tВ и tН - внутренняя и наружная температура воздуха 0С;
Коэффициент теплопередачи
где Rв - тепловое сопротивление внутренней поверхности. Для
животноводческих помещений Rв=0155 м2КВт;
Rн - тепловое сопротивление наружной поверхности. Для наружных стен
Rн=0043 м2КВт; для поверхностей выходящих на чердак Rн=0124 м2КВт.
Коэффициент теплопередачи через потолок:
Коэффициент теплопередачи через стены:
Коэффициент теплопередачи через окна (двойные): [pic] Втм2·К
Коэффициент теплопередачи через двери (одинарные): [pic] Втм2·К
Рассчитав коэффициент теплопередачи для потолка необходимо проверить
его на возможность образования конденсата на потолочном перекрытии. Для
этого определяем удельный тепловой поток через потолочное перекрытие:
где k - рассчитанный коэффициент теплопередачи для потолочного
Температура внутренней поверхности перекрытия округляется из
tn должна быть выше точки росы для параметров воздуха внутри помещения
округляемой по i-d диаграмме.
Теплота теряемая через потолок: [pic]Вт
Теплота теряемая через стены: [pic]Вт
Теплота теряемая через окна: [pic]Вт
Теплота теряемая через двери: [pic]Вт
Потери теплоты через пол определяется как сумма для зон шириной 2 м.
где Rn - сопротивление теплопередачи каждой зоны неутепленных полов.
Для I зоны Rn= 215; II зоны Rn= 43; III зоны Rn= 86 и для IV
F - площадь каждой зоны.
Теплота теряемая через пол:
Теплота теряемая через ограждающие конструкции:
б). Теплота теряемая с вентиляционным воздухом удаляемым из
помещения определяется по выражению:
где Ср - объемная теплоемкость воздуха кДжм3 К Ср = 1 3 кДжм3 К.
в). Теплота теряемая на испарение влаги
где 2477 кДжкг - скрытая теплота испарения 1 кг воды.
Qи = 247772=178344 Вт
г). Теплота выделяемая животными
где qж - количество теплоты выделяемой одним животным. Согласно
справочным данным примем qж=135 Вт.
Qж=30000·135=405000 Вт
Мощность отопительных приборов определится из уравнения теплового
Выбор и расчёт системы вентиляции
Выбрав систему вентиляции и количество вентиляционных камер
необходимо изобразить систему вентиляции. Дальнейший расчёт вести для одной
приточной системы то есть на количество теплоты и подаваемого воздуха
одной вентиляционной камерой.
1. Расчёт системы вентиляции равномерной раздачи
Выберем систему вентиляции с четырьмя приточными камерами т.к.
воздухообмен в помещении Vв=1548 м3с а на один вентилятор не должно
приходиться более 3 4 м3с.
Определим диаметры воздуховодов
где V* - количество воздуха протекающего через рассчитываемый участок
- скорость воздуха на рассчитываемом участке ( = 8 10 мс для
транспортирующего воздуховода; = 6 8 мс для раздающей части).
Диаметр транспортирующей части воздуховода:
Диаметр раздающей части воздуховода:
Определив диаметр воздуховода подбирается ближайший диаметр по ГОСТ из
ряда: 125 160 200 250 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900
Примем диаметр транспортирующего воздуховода 08м; а раздающего –
Уточним скорость воздуха используя формулу
Скорость воздуха в транспортирующем воздуховоде:
Скорость воздуха в раздающей части воздуховода:
2. Расчёт раздающей части воздуховода
Равномерная раздача воздуха осуществляется либо за счет изменения
площади сечения раздающих отверстии по длине воздуховода при его
постоянном сечении либо за счет изменения сечения самого воздуховода при
постоянном сечении раздающих отверстий.
Выберем для раздачи воздухопровод постоянного сечения.
Найдем площадь последнего по ходу воздуха отверстия по формуле
где Vр - количество воздуха проходящего через рассматриваемый
раздающий участок м3с;
Vu – максимальная скорость истечения воздуха из раздающих отверстий
n – число отверстий на рассматриваемом раздающем участке. При этом
отверстия должны располагаться не более чем через 3 3.5 м а также должно
выдерживаться условие:
Примем n=15 в этом случае отверстия будут располагаться через каждые
м а также выполняется условие [pic]
где F - площадь сечения раздающего воздухопровода которая вычисляется
по диаметру раздающего воздуховод;
– коэффициент расхода (принимается =065 069).
Диаметр отверстия найдем по формуле:
Площадь последующих отверстий определим по выражению
Результаты расчета приведем в виде таблицы:
РАСЧЁТ ОТОПИТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ (КАЛОРИФЕРОВ)
1. Расчёт и выбор калориферов
Количество отопительных приборов выбирается из конструктивных
соображений принятой схемы отопительно-вентиляционной системы
животноводческого помещения. Выберем четыре калорифера по одному на каждую
Определим температуру выходящего из калорифера воздуха по формуле
Так как температура выходящая из калорифера получается слишком
низкой то необходимо часть воздуха пустить в обход калорифера через
Количество воздуха пропускаемого через калорифер определим по
где Qоп - определенная из теплового баланса мощность отопительных
tK- температура воздуха после калорифера °С.(принимается 10-20 °С)
Живое сечение калорифера для прохода воздуха
где ρ - плотность воздуха кгм3 ;
vρ - расчетная массовая скорость воздуха кгм2с (для пластинчатых
калориферов vρ принимается 7 10 для оребренных - 3 5 кгм2с).
По живому сечению подберем калориферы: КВС11Б-П-УЗ (fк=166м2).
Уточним действительную массовую скорость воздуха:
Найдем скорость движения воды в трубах калорифера:
где СРВ – теплоемкость воды кДжкгК;
ρ – плотность воды кгм3;
fТР – живое сечение трубок калорифера;
tПР и tОБ – температура прямой и обратной воды.
Проверим действительную мощность выбранных калориферов
где k – коэффициент теплопередачи калорифера; k 2358 Вт(м20С);
F - поверхность нагрева выбранного калорифера м2;
tвод - средняя температура воды в калорифере
tвозд – средняя температура воздуха в калорифере
n - количество калориферов.
QK должно быть на 15 20% больше потребной теплоты.
Определение гидравлического сопротивления вентиляционной системы и выбор
Тип и номер вентилятора выбирается по количеству воздуха подаваемого
вентилятором м3час и гидравлическому сопротивлению движения воздуха по
вентиляционной системе (напору) Н.
В вентиляционных системах животноводческих помещений когда сети имеют
небольшую длину и мало ответвлений можно не делить систему на участки.
Потери напора можно определить из выражения
где Нl - линейные потери в транспортирующем воздуховоде
где λ – коэффициент сопротивления трению (для данного случая можно
V - скорость движения воздуха на рассматриваемом участке мс;
ρ - плотность воздуха кгм3;
z - местные потери в транспортирующем воздуховоде;
где - коэффициент местного сопротивления;
V – скорость воздуха в рассматриваемом местном сопротивлении мс.
Нру - потери в раздающем воздуховоде
где R - удельные потери давления на прямом участке (на 1 м длины)
РДвых из воздухопровода определяется по формуле:
Потери напора в воздуховоде определятся:
По требуемой производительности вентилятора (м3час) и напору Н
производится предварительный подбор вентилятора: ВЦ4-75-63.
Окончательный выбор вентилятора и мощности двигателя производится по
индивидуальным характеристикам вентиляторов: ВЦ4-75-63 Н=400 Па
А4 100S4 N=3 кВт n=1435 обмин
Теоретически необходимая мощность двигателя вентилятора
рассчитывается из формулы
где Н - необходимый рассчитанный напор вентилятора Па;
в - количество воздуха подаваемое вентилятором м3с;
- максимальный КПД вентилятора.
1. Расчёт и выбор неподвижных жалюзийных решеток
Решетка выбирается по живому сечению рассчитанному по формуле
где V - расход воздуха через жалюзийную решетку м3с;
ЖР - скорость воздуха ЖР= 4 6 мс
Выберем решетку 12 х 10 м. fЖ.Р.=12 м2
Уточним скорость воздуха проходящего через решетку
2. Расчёт вытяжных шахт
Общая площадь вытяжных шахт определяется из выражения
где V - воздухообмен в помещении мс;
ш - скорость воздуха в шахте.
Скорость воздуха в шахте определяется из уравнения
где h - высота шахты м.
Высоту шахты принимать от середины оконных пролетов до высшей точки
Количество шахт определяется из конструк5тивных соображений n=5.
Методические указания к выполнению курсового и дипломного
проектирования «Расчет отопительно-вентиляционной системы
животноводческих помещений». – Челябинск 1999.
В.А. Кельдышев. Вентиляция сельскохозяйственных зданий и
сооружений. – Челябинск 2002.
А.А. Захаров. Применение тепла в сельском хозяйстве. – М. 1986.

Тепло (тонкие линии).cdw

- Жалюзийная решетка
Принципиальная схема вентиляции
Схема приточной камеры
Аксонометрическая схема вентиляционной

Копия Копия Чертеж курсовая (спецификация). cdw.cdw

ТВГС. РВОСХ. 00020 РР
Раздающий воздуховод
Транспортирующий воздуховод
В.Ц-75-6.3(исполнение1)

1, 2 Теплотехника.doc

Министерство сельского хозяйства российской федерации
федеральное государственное образовательное
учреждение высшего профессионального образования
«челябинский государственный
агроинженерный Университет»
Учебное пособие по теплотехнике состоит из трех разделов: основ
технической термодинамики основ теплопередачи применения теплоты в
сельском хозяйстве. В них изложены основные положения технической
термодинамики теории тепломассообмена освещены вопросы топлива и его
горения котельных установок отопления вентиляции. Значительное внимание
уделено сушке и хранению сельхозпродукции охране окружающей среды и
Предназначено для студентов высших учебных заведений обучающихся по
специальности «Агроинженерия».
Круглов Г.А. – доктор техн. наук проф. (ЧГАУ)
Булгакова Р.И. – ст. преподаватель (ЧГАУ)
Круглова Е.С. – канд. техн. наук (УралГУФК)
Ророкин В.М. – канд. техн. наук (ЮУрГУ)
Емельянова В.В. – нач. теплотехнического отдела
(Челябинскгражданпроект)
Печатается по решению редакционно-издательского совета ЧГАУ.
редактор Гришина Л.Ф.
Формат А5. объем 125 уч.- изд. л. тираж 100 экз.
РИО ЧГАУ 454080 Челябинск пр. Ленина 75
© ФГОУ ВПО «Челябинский государственный агроинженерный университет»
история развития человеческого общества неразрывно связана с развитием
энергетики в теоретическую базу которой входит термодинамика и
Термодинамика изучает фундаментальные законы природы о превращениях
энергии в различных процессах.
Теплопередача изучает необратимые самопроизвольные процессы
распространения теплоты в пространстве.
термодинамика и теплопередача изучают вопросы повышения эффективности
работы машин и аппаратов использующих эти процессы.
тепло и электричество в России в большинстве случаев вырабатывается на
ТЭЦ то есть за счет тепла от сгорания органического топлива. органическое
топливо сжигается так же в автомобилях для получения механической энергии в
двигателях внутреннего сгорания.
Температура влажность и другие параметры воздушной среды имеют
большое значение для жизнедеятельности человека сохранения сооружений
нормального хода технологического процесса и сохранения продуктов питания
выращенных и переработанных на предприятиях агрокомплекса. И поскольку
естественный климат требуемым условиям часто не отвечает человек пришел к
созданию искусственных климатических условий – определенного микроклимата.
Так возникла необходимость в устройстве отопительных установок и установок
кондиционирования воздуха и вентиляции.
выбор и расчет мощности систем отопления зданий теплообменных
аппаратов основывается на базе теории теплопередачи.
В целом проблемами получения преобразования и использования энергии
занимается наука теплотехника и чем с меньшими потерями будет
осуществляться использование или преобразование энергии тем выше будет
эффективность производства и большую выгоду получит каждый человек.
Основы технической термодинамики
Основные понятия и определения
Параметры состояния рабочего тела
Превращение тепловой энергии в механическую энергию возможно только
при посредстве какого-либо тела. Тело с помощью которого тепловая энергия
превращается в механическую называется рабочим телом. Тела могут совершать
работу только в том случае когда они расширяются. Способностью к
существенному расширению (при подведении тепла) обладают только тела
которые находятся в газообразном состоянии.
Для упрощения изучения свойств газообразных тел в технической
термодинамике введено понятие о так называемом идеальном газе в котором
отсутствуют силы сцепления между молекулами а объем их принимается
настолько малым что им можно пренебречь.
Водяной пар в технической термодинамике рассматривается как реальный
газ на который не распространяются законы и зависимости идеальных газов.
Основные параметры характеризующие условия в которых находится
газообразное тело – давление удельный объем температура.
Давление – результат ударов молекул газа о стенки сосуда определяется
силой действующей по нормали на единицу поверхности.
В Международной системе единиц измерения СИ за единицу давления принят
Па = Нм2. Поскольку эта единица невелика в практике используются
унифицированные приставки кило (к) мега (М) и др.: 1 МПа = 103 кПа = 106
В технике используют и внесистемные единицы измерения давления:
техническая атмосфера 1ат = 1кГссм2 = 104 кГсм2 = 1бар = 981·104 Па =
= 104 мм вод. ст. = 7356 мм рт. ст.
Давление в замкнутом пространстве называют абсолютным. Оно может быть
больше или меньше атмосферного давления
рабс = рбар + ризб; рабс = рбар – рвак (1.1)
где рабс – абсолютное давление;
рбар – барометрическое (атмосферное) давление;
ризб – избыточное давление;
рвак – вакуумметрическое давление.
Избыточное давление измеряют манометрами разрежение (вакуум) –
Удельный объем – объем единицы массы рабочего тела (м3кг)
где V – объем рабочего тела м3;
M – масса рабочего тела кг.
Величина обратная удельному объему – плотность (кгм3)
если масса киломоля а его объем (v) тогда удельный объем и
плотность одного киломоля
при нормальных условиях удельный объем и плотность одного киломоля (Ро
= 760 мм рт. ст. = 101325 Па t = 0(С (vо = 224146 м3кмоль)
температура характеризует степень нагрева тела то есть степень
интенсивности движения молекул или меру средней кинетической энергии
поступательного движения молекул.
В термодинамике в качестве параметра состояния газа используется
термодинамическая (абсолютная) температура (Т). она пропорциональна средней
кинетической энергии движения молекул и отсчитывается от абсолютного нуля.
Эта температура измеряется в градусах Кельвина (К).
Кроме термодинамической (абсолютной) шкалы Кельвина применяется и
Международная (практическая) стоградусная шкала (t) в которой единица
измерения температуры – градус Цельсия ((С). За ноль градусов (0(С) в этой
шкале принята температура тающего льда а за 100(С – температура кипения
воды при нормальном атмосферном давлении.
Величина градуса Цельсия равна градусу Кельвина. Связь между этими
T = t + 27315. (1.6)
закон Бойля-Мариотта устанавливает зависимость удельного объема газа
от его давления: при постоянной температуре удельные объемы газа обратно
пропорциональны его давлениям
pv = const (при t = const) (1.7б)
где v1 v2 p1 p2 – удельные объемы и давления двух различных состояний
закон Гей-Люссака устанавливает зависимость удельного объема газа от
его температуры: при постоянном давлении удельные объемы газа прямо
пропорциональны его абсолютным температурам
[pic] = const (при p = const) (1.8б)
где Т1 Т2 – температура двух различных состояний газа.
закон Шарля устанавливает зависимость давления газа от его
температуры: при постоянном удельном объеме абсолютные давления газа прямо
пропорциональны его температурам
[pic] (при v = const). (1.9б)
Связь между основными параметрами состояния идеального газа
устанавливается уравнением Б. Клайперона (1834 г.) которое он вывел на
основе законов бойля-Мариотта и Гей-Люссака. это уравнение называется
характеристическим уравнением или уравнением состояния газа
где R – газовая постоянная данного газа Дж(кг(К).
для М кг газа уравнение (1.10) имеет вид
применив это уравнение к одному киломолю газа Д. И. Менделеев получил
следующее уравнение:
где R – универсальная газовая постоянная любого газа кДж(кмоль·К).
эта величина представляет собой работу совершаемую одним киломолем
идеального газа при изменении его температуры на один градус при р = const.
По закону Авогадро при одинаковых значениях давления (р = const) и
температуры (Т = const) один киломоль любого газа занимает одинаковый
объем поэтому величина универсальной газовой постоянной (R) не зависит от
вида газа. Ее значение при нормальных условиях
Тогда газовая постоянная для любого газа R = 8314(.
Газовая смесь определяется составом и количеством каждого из
компонентов газа входящего в смесь и может быть задана массовыми или
Массовая доля mi определяется отношением массы i-того компонента газа
М – масса всей смеси кг.
Объемная доля ri – это отношение объема i-того компонента входящего в
смесь к объему всей смеси при условии что объем каждого компонента
отнесен к давлению и температуре смеси (приведенный объем)
V – общий объем газовой смеси м3.
Перевод массовых долей в объемные доли
где (i – масса киломоля i-того компонента смеси газа кг.
Перевод объемных долей в массовые доли
Плотность смеси ρсм кгм3 определяется через объемные или массовые
удельный объем смеси vсм м3кг – величина обратная плотности
Кажущуюся молекулярную массу смеси можно получить из уравнений (1.15)
газовую постоянную данной смеси Rсм Дж(кг·К) можно выразить через
газовые постоянные отдельных ее компонентов
или через кажущуюся молекулярную массу смеси
Давление газовой смеси рсм Па по закону Дальтона равно сумме
парциальных давлений отдельных компонентов смеси
где рсм – давление газовой смеси Па;
рi – парциальное давление (при объеме газовой смеси) отдельного
Парциальное давление рi отдельных компонентов газовой смеси
определяются через их объемные доли
или через массовые доли
Количество теплоты необходимое для нагревания единицы количества
вещества на один градус называется удельной теплоемкостью.
Различают удельные теплоемкости:
массовую c Дж(кг·К);
объемную с( Дж(м 3·К);
мольную (с) Дж(кмоль·К).
широкое применение в термодинамике имеют теплоемкости при постоянном
давлении ср и при постоянном объеме сv. Теплоемкость идеальных газов
зависит от температуры газа. Она увеличивается с повышением температуры.
Зависимость теплоемкости от температуры нелинейная однако в практических
расчетах ее принимают линейной
где а в – опытные коэффициенты;
t – температура газа (С.
Для более точных расчетов в справочной литературе приводятся
уточненные аналитические зависимости.
Согласно определению теплоемкость
называется истинной теплоемкостью и соответствует определенной температуре.
При практических расчетах в широком температурном диапазоне пользуются
средней теплоемкостью
где [pic] – средние значения теплоёмкостей приводимые в таблицах в
интервале температур от 0оС до t1 и t2оС.
В приближенных расчетах (или в интервале температур от минус 50 до
плюс 150(С) зависимостью теплоемкости от температуры пренебрегают и считают
ее постоянной соответствующей температуре 0(С (таблица 1.1).
В термодинамике важное значение имеет соотношение теплоемкостей ср и
сv которое обозначается буквой k и называется показателем адиабаты
По значениям теплоёмкостей идеальных газов (таблица 1.1) можно
получить показатели адиабаты
для одноатомного газа [pic]
для двухатомного газа [pic]
для трех- и многоатомного газа [pic]
Таблица 1.1 – мольная теплоемкость идеальных газов
Газ кДж(кмоль·К) ккал(кмоль·(С)
одноатомный 126 209 3 5
Двухатомный 209 293 5 7
Трех- и более 293 373 7 9
Количество теплоты Q Дж подводимой или отводимой в термодинамическом
процессе можно вычислить по следующим формулам которые справедливы и для
истинной теплоемкости
Q = M cm (t2 – t1); (1.31)
Q = Voc(m (t2 – t1); (1.32)
Q = a cm (t2 – t1) (1.33)
где Vo – объем газа при нормальных условиях м 3;
а – количество киломолей.
Связь между различными теплоемкостями:
тогда теплоемкости газовых смесей
1.4 Термодинамический процесс
при подводе (отводе) тепла к газу (рабочему телу) а также при
приложении к газу внешней работы газ проходит ряд состояний. Причем как
было сказано выше эти состояния определяются параметрами p v T а связь
между ними – характеристическим уравнением pv = RT. Такой переход газа из
начального состояния в конечное состояние называют термодинамическим
процессом изменения состояния газа.
В общем случае если к газу (рабочему телу) подводится тепло то
изменяются все его основные параметры: p v T. характеристическое
уравнение описывающее связь между параметрами состояния идеального газа
относится к такому его состоянию при котором по всей массе газа имеют
место одни и те же давление и температура а значит и удельный объем.
Такое состояние газа называется равновесным состоянием.
Термодинамика изучает в первую очередь равновесные состояния и
процессы представляющие собой цепь последовательных и непрерывных
переходов от одного состояния к другому. Такие процессы в которых
изменения давления и температуры успевали бы распространяться по всему
объему газа должны протекать бесконечно медленно.
При соблюдении перечисленных условий процесс изменения состояния газа
обладает тем свойством что его можно провести в обратном направлении.
Такие процессы получили название обратимых процессов. Причем параметры
состояния процессов проходящих в прямом и обратном направлениях должны
совпадать. Все процессы протекающие в тепловых двигателях происходят при
конечных значениях скоростей и разности температур поэтому обладают всеми
признаками необратимости.
Ввиду сложности явлений происходящих в необратимых процессах
термодинамика в первую очередь изучает обратимые процессы а перенесение
результатов их изучения на необратимые процессы как правило
осуществляется при помощи опытных коэффициентов.
Процессы в термодинамике изучаются двумя методами:
Последний метод ценен своей простотой и наглядностью. В нем в основном
используют две системы координат – pv (рисунок 1.1) и Ts (рисунок 1.2).
координаты pv применяют для вычисления работы газа. В процессе 1-2
(рисунок 1.1) давление все время меняется поэтому используют следующий
прием. весь процесс разбивают на n очень малых элементов (v в каждом из
которых давление pi считают постоянным. Поршень в одном из этих элементов
процесса проходит отрезок h. Если площадь поршня обозначим через f то
сила действующая по нормали будет равна pi(f а элементарная работа l на
h составит l = pifh. Произведение fh – есть объем описанный поршнем на
пути h так что l = piv. Стоящее справа произведение соответствует
площади заштрихованного на рисунке 1.1 прямоугольника следовательно этой
площадью измеряется работа.
Рисунок 1.1 – произвольный процесс изменения состояния
газа в рv - координатах
Сумма всех n элементарных работ процесса 1-2
поэтому площадь 1-2-3-4-1 на рисунке 1.1 образованная кривой
процесса осью абсцисс и крайними ординатами измеряет работу расширения в
Как известно пределом приведенной выше суммы если р = f (v)
Графическое изображение процессов в pv - координатах наглядно
иллюстрирует зависимость работы от пути процесса. действительно если
-2 пойдет по другой кривой то и площадь под ней будет другая.
Рассмотрев произвольный процесс в Ts-координатах аналогично
предыдущему анализу получим что площадь 1-2-3-4-1 (рисунок 1.2) измеряет
количество тепла в процессе.
Рисунок 1.2 – произвольный процесс изменения состояния
газа в Ts-координатах
в термодинамике в зависимости от характера протекания процесса
различают следующие процессы:
изохорный – процесс при постоянном объеме (v = const);
изобарный – процесс при постоянном давлении (p = const);
изотермический – процесс при постоянной температуре (T = const);
адиабатный – процесс без теплообмена с внешней средой (q = 0);
политропный – процесс обобщенный в котором изменение параметров
подчиняется уравнению pvn = const где (– ≤ n ≤ + ).
1.5 Круговой процесс
В процессе расширения рабочее тело переходя из состояния 1 в
состояние 3 производит работу. Для того чтобы процесс получения работы не
ограничивался одним изменением рабочего тела (из состояния 1 в состояние
) а продолжался неограниченно долго необходимо рабочее тело из состояния
вернуть в состояние 1 (рисунок 1.3).
Для этого необходимо периодически после совершения газом (рабочим
телом) процесса расширения (по линии 1-2-3) сжимать газ (по линии 3-4-1)
возвращая его в первоначальное состояние. Такой процесс в течение которого
газ претерпевает ряд изменений своего состояния и вновь возвращается в
исходное состояние называется круговым процессом или циклом.
рисунок 1.3 – Круговой процесс в pv-координатах
В процессе 1-2-3 рабочее тело совершает работу расширения за счет
тепла q1 которая передается на вал машины. В pv-координатах эта работа
измеряется площадью 1-2-3-5-6-1. В процессе 3-4-1 для совершения работы
сжатия расходуется энергия q2 отнятая от вала. За счет энергии q2
совершается работа сжатия которая измеряется площадью 1-4-3-5-6-1.
В описанном цикле рабочее тело совершает полезную работу измеряемую
разностью q2 – q1 = qо то есть площадью 1-2-3-4-1. Эта площадь называется
полезной работой цикла и обозначается lо. Если работу расширения обозначить
l1 а работу сжатия l2 то площадь 1-2-3-4-1 и есть полезная работа цикла
Из рисунка 1.3 видно что процесс сжатия необходимо провести таким
образом чтобы кривая линия 3-4-1 прошла ниже кривой 1-2-3. в противном
случае машина не произведет полезной работы. Изменение состояния рабочего
тела по линии 3-4-1 достигается отдачей тепла в холодный источник.
Отношение количества полезной механической энергии полученной за счет
тепловой энергии (qо = q1 – q2) к энергии полученной от горячего источника
(q1) называют термодинамическим коэффициентом полезного действия (КПД)
кругового процесса (цикла)
Описанный обратимый цикл состоящий из ряда обратимых равновесных
процессов называют идеальным циклом а машину совершающую его -
идеальной машиной. Подсчет величины работы в реальных машинах
осуществляется путем введения опытных коэффициентов учитывающих различного
В произвольном круговом процессе изображенном в Тs-координатах
(рисунок 1.4) отношение площади диаграммы цикла к площади измеряющей
количество полученного тепла определяет термодинамический кпд обратимого
Из проведенного рассмотрения обратимого кругового процесса можно
сделать два важных вывода:
в pv- и Ts-координатах термодинамический КПД имеет одно и то же значение;
термодинамический КПД не может быть больше единицы.
Рисунок 1.4 - Круговой процесс в Ts-координатах
Первый закон термодинамики. Энтальпия
Первый закон (начало) термодинамики:
- это частный случай всеобщего закона сохранения и превращения энергии
(середина XVIII в. Ломоносов М. В.);
- устанавливает количественные и эквивалентные зависимости
взаимопревращения теплоты и работы в термодинамических процессах;
- не рассматривает пределы и условия этих взаимопревращений то есть
не противоречит полному превращению теплоты в работу и наоборот.
опыт свидетельствует что вся механическая энергия может быть
преобразована в тепловую но не вся тепловая энергия может быть обращена в
механическую энергию.
Первый закон гласит: все подведенное к рабочему телу тепло расходуется
на изменение его внутренней энергии и совершение работы расширения.
Математическое выражение 1-го закона термодинамики
dq = du + dl = du + pdv. (1.42)
где q – удельная теплота Джкг;
u – удельная внутренняя энергия Джкг;
l – удельная работа изменения объема Джкг.
Отсюда видно что невозможно создать вечный двигатель первого рода то
есть двигатель который позволял бы получать работу без энергетических
В 1843 г. английский физик Джоуль сформулировал на основании
проведенных им экспериментов весьма важный закон идеальных газов –
«Внутренняя энергия идеального газа зависит лишь от его температуры» так
как потенциальная энергия равна нулю (силы взаимодействия между молекулами
отсутствуют). Температура идеального газа определяется внутренней
кинетической энергией а температура – параметр состояния термодинамической
системы. Следовательно изменение внутренней энергии не зависит от вида
процесса а зависит только от начального и конечного состояний рабочего
тела которые определяются по его параметрам.
Для вывода расчетного уравнения изменения внутренней энергии любого
рабочего тела рассмотрим процесс подвода теплоты к рабочему телу массой 1
кг заключенного в сосуд постоянного объема. В этом случае удельный объем
тела не изменяется поэтому не совершается работа изменения объема и вся
подводимая теплота расходуется только на увеличение его внутренней энергии
так как процесс изохорный то
где сv – средняя удельная массовая изохорная теплоемкость Дж(кг·К).
После интегрирования получим
u2 – u1 = cv(T2 – T1) (1.43а)
где u1 u2 - удельная внутренняя энергия в начале и в конце процесса
T2 и T1 – начальная и конечная температура в термодинамическом
Подставив в уравнение (1.42) выражение
dq = du + d(pv) – vdp
dq = d(u + pv) – vdp. (1.44)
С учетом обозначений
dq = di – vdp. (1.46)
величина i является новой функцией состояния так как она определена
значениями внутренней энергии u давления p и удельного объема v. Эту
величину называют удельной энтальпией Джкг – функцией состояния системы
равной сумме внутренней энергии u и работы ввода тела удельным объемом v в
среду с давлением p. Уравнение (1.46) иногда называют второй формой первого
закона термодинамики.
Изменение удельной энтальпии в любом термодинамическом процессе
определяется только начальным и конечным состоянием тела и не зависит от
Физический смысл энтальпии можно пояснить на следующем примере
энергия системы e складывается из внутренней энергии рабочего тела U и
потенциальной энергии gy поршня с грузом в поле внешних сил
В условиях равновесия (G = pF) эту функцию можно выразить через
e = u + pFy = u + рV = I
Рисунок 1.5 – к определению физического смысла энтальпии:
G – вес груза; F – площадь поперечного сечения сосуда;
V р – объем и давление газа; у – высота
Получаем что e = I то есть энтальпию можно трактовать как энергию
расширенной системы.
Из уравнения (1.46) следует что если р = const то
Теплота подведенная при постоянном давлении идет только на изменение
энтальпии данной системы. Это выражение часто используется в расчетах так
как огромное количество процессов подвода теплоты идет в теплоэнергетике
при р = const (в паровых котлах камерах сгорания газовых турбин
теплообменных аппаратах и т. д.).
di = du + d(pv) = cvdT + RdT
В соответствии с законом Майера
Таким образом изменение энтальпии идеального газа численно равно
количеству теплоты подводимой к газу при его нагревании при постоянном
Второй закон термодинамики. Энтропия
Если первый закон термодинамики показывает на что расходуется
подведенное к рабочему телу тепло то второй закон термодинамики
устанавливает направление самопроизвольных процессов в природе и определяет
условия превращения теплоты в работу. он утверждает что теплота в природе
самопроизвольно переходит от более нагретых тел к менее нагретым телам.
В технике это реализуется в тепловых двигателях (рисунок 1.6).
Все тепловые двигатели должны иметь:
рабочее тело которое совершает замкнутый (круговой) процесс – цикл;
холодный источник (по существующему фундаментальному закону природы).
Рисунок 1.6 – Принципиальная схема теплового двигателя
В существующих двигателях горячими источниками служат химические
реакции сжигания топлива или внутриядерные реакции а в качестве холодного
источника используется окружающая среда (атмосфера).
Второй же закон термодинамики гласит что вечный двигатель второго
Вечный двигатель второго рода – двигатель без холодного источника.
- дополняет первый закон;
- вводит новый параметр – энтропию s Дж(кг(К) так как для
термодинамики важно простым методом определять передачу энергии в форме
- рассматривает условия взаимопревращения теплоты и работы
утверждает невозможность полного взаимопревращения теплоты и работы
устанавливает пределы этого превращения и причины этого превращения;
- согласно постулату Клаузиса (1850) теплота не может переходить сама
собой от более холодного тела к более горячему телу.
с учетом того что рТ = Rv получим
Выражение dqT при равновесном состоянии газа – полный дифференциал
некоторой функции состояния называемой энтропией – s Дж(кг(К)
уравнение (1.49) принято считать аналитическим выражением второго
закона термодинамики для равновесных процессов. это уравнение справедливо
Исходя из уравнения (1.49) можно сказать что энтропия изменяется в
равновесных процессах только вследствие подвода или отвода тепла.
Проинтегрируем (1.48) с учетом (1.49) и приняв cv = const
где s1 s2 – значения энтропии в начале и в конце термодинамического
Используя уравнения состояния для двух состояний газа 1 и 2
t2T1 = (p2v2)(p1v1) или v2v1 = (T2p1)(T1p2) и подставив их в формулу
(1.50) получим следующие формулы для изменения энтропии:
в технической термодинамике приходится иметь дело не с абсолютными
значениями энтропии а с ее изменениями. условный отсчет значений энтропии
ведется от нормального состояния рабочего тела (v = vнор; T = 273 (K; s1 =
для любого состояния идеального газа с параметрами T и v значение
уравнение (1.52) показывает что для любого состояния идеального газа
характеризуемого параметрами T и v можно вычислить значение s и это
значение зависит от состояния газа характеризуемого параметрами T и v
следовательно и s представляет собой тоже параметр состояния.
понятие энтропии позволяет ввести очень удобную для термодинамических
расчетов Ts-диаграмму (рисунок 1.7).
Графическое изображение теплоты – площадь ограниченная линией
процесса крайними ординатами и осью абсцисс (площадь 1-2-s2-s1-1).
Рисунок 1.7 – графическое изображение теплоты в Ts-координатах
основные термодинамические процессы
2.1 изохорный процесс
по определению изохорный процесс протекает при постоянном объеме
(v = const). следовательно внешней работы расширения газа в процессе не
К такому же выводу приводит и анализ первого закона термодинамики
применительно к этому процессу. Действительно dq = du + dl = du + pdv
а так как v = const то dv = 0 и dl = 0.
отсюда следует что все подведенное тепло расходуется на увеличение
внутренней энергии газа. В случае же отвода тепла от газа внутренняя
энергия уменьшается.
В любом процессе количество тепла подводимое к единице количества
для изохорного процесса
так как v = const то
dq = du и du = cvdT. (1.55в)
для одного килограмма газа удельное количество тепла q Джкг
q = cv( t2 – t1). (1.56)
характеристические уравнения для двух состояний газа 1 и 2
p1v = RT1 и p2v = RT2
и деля почленно эти два уравнения одно на другое получим
последнее уравнение свидетельствует о том что в изохорном процессе
давление газа изменяется прямо пропорционально его абсолютной температуре
(закон Шарля: рТ = const).
изохорный процесс в pv-координатах изображается прямой линией
перпендикулярной оси удельных объемов (рисунок 1.8) эта линия называется
Рисунок 1.8 – График изохорного процесса газа в pv-координатах
Из этого рисунка следует что подводимое к газу тепло идет на
увеличение внутренней энергии в связи с чем давление возрастает (1-2).
Процесс с отводом тепла (1-3) свидетельствует об уменьшении давления.
На данном рисунке 1.8 площадь измеряющая внешнюю работу равна нулю
следовательно и работа в процессе равна нулю.
Следует отметить что вследствие отсутствия в идеальном газе сил
сцепления между молекулами уравнение изменения внутренней энергии будет
справедливо для любого процесса
u2 – u1 = cv(T2 – T1) = cv(t2 – t1). (1.58)
если в формулу (1.50) определяющую изменение энтропии подставить
v1 = v2 то для изохорного процесса при сv = const получим
это уравнение показывает что изохора в (s-координатах представляет
собой логарифмическую кривую (рисунок 1.9).
Для случая подвода тепла к газу эта кривая (1-2) идет в сторону
увеличения энтропии и вверх так как внутренняя энергия а вместе с ней и
его температура возрастает. При отводе тепла изохора идет в сторону
уменьшения энтропии и вниз (1-3).
Рисунок 1.9 – График изохорного процесса в Ts-координатах
2.2 Изобарный процесс
изобарным процессом называют процесс проходящий при постоянном
давлении (р = const). следовательно в этом процессе происходит внешняя
работа расширения газа.
В соответствии с первым законом термодинамики будем иметь
dq = du + dl = cvdT + pdv = cpdT. (1.60)
работа расширения определится из выражения dl = pdv следующим образом:
следовательно в pv-координатах изобарный процесс изобразится прямой
линией параллельной оси абсцисс (рисунок 1.10).
Причем процесс с подводом тепла (1-2) пойдет вправо в сторону
увеличения удельного объема а с отводом тепла – влево (1-3) в сторону
уменьшения удельного объема. Работа будет определяться площадью 1-2-v2 - v1
Рисунок 1.10 – Изобарный процесс в pv-координатах
Из уравнения состояния pv = RT можно найти соотношение между
параметрами v и T [pic] откуда по закону Гей-Люссака
значит изменение удельного объема прямо пропорционально изменению
Работа в изобарном процессе для идеального газа учитывая
характеристическое уравнение pv = MRT будет равна
p(v2 – v1) = MR(T2 – T1) (1.63)
L = MR(T2 – T1). (1.64)
qp = cv (t2 – t1) + R(T2 – T1) (1.65)
cp(t2 – t1) = cv(t2 – t1) + R (T2 – T1) (1.66)
где разности температур относятся к одним и тем же состояниям газа и
поэтому равны между собой а сокращение дает
уравнение (1.67) часто называют уравнением Майера.
Из уравнений dq = cvdT + pdv и dq = du + dl следует что
например в процессе изобарного расширения часть теплоты идет на увеличение
внутренней энергии так как в этом процессе температура повышается а часть
теплоты идет на работу расширения так как удельный объем увеличивается.
Для определения доли теплоты расходуемой на внешнюю работу разделим все
члены последнего уравнения на dq в результате получим
откуда с учетом du = cvdT dq = cpdT и cpcv = k получим
доля теплоты затраченная на работу например для двухатомного газа
(k = 14) в соответствии с уравнением (1.68) равна примерно одной трети
теплоты а две трети теплоты расходуется на увеличение внутренней энергии
Уравнение изобары в Ts-координатах можно получить если формулу
(1.51.б) записать для изобарного процесса с учетом того что р2 = р1 и
Формула (1.69) представляет собой уравнение логарифмической кривой
(рисунок 1.11). По структуре уравнение изобары подобно уравнению изохоры.
для случая подвода тепла к газу в изобарном процессе (1-2') в Ts-
координатах изобара располагается ниже изохоры (1-2) для случая отвода
тепла – выше ее. В обоих случаях линия изохоры идет круче линии изобары.
Отличие заключается в коэффициентах перед логарифмами равных теплоемкостям
сp и сv. Так как сp > сv то при одних и тех же температурах T1 и T2
изменение энтропии в изобарном процессе больше (s2 – s1)р > (s2 – s1)v чем
в изохорном процессе.
Рисунок 1.11 – взаимное расположение изобары и изохоры
2.3 Изотермический процесс
Процесс в котором подвод тепла к рабочему телу (газу) (отвод тепла от
него) происходит при постоянной температуре (T = cоnst) называется
изотермическим процессом.
Уравнение изотермического процесса можно вывести из
характеристического уравнения для двух состояний 1 и 2: р1v1 = RT1 и р2v2 =
р1v1 = р2v2 или рv = cоnst. (1.70)
уравнение (1.70) является следствием закона Бойля-Мариотта
который гласит что в изотермическом процессе давление газа изменяется
обратно пропорционально его удельному объему.
Уравнение (1.70) описывает равнобокую гиперболу следовательно
изотермический процесс в рv-координатах изображается равнобокой гиперболой
которая называется изотермой (рисунок 1.12).
Рисунок 1.12 – Изотермический процесс в pv-координатах
Площадь расположенная под кривой процесса (2-v2-v1-1-2) измеряет
работу расширения. Площадь расположенная под кривой процесса (1-v1–v3-3-2)
измеряет работу сжатия.
Из математики известно что площадь расположенная под равнобокой
гиперболой а следовательно и работа 1 кг идеального газа равна
для любого процесса изменение внутренней энергии равно
u1 – u2 = cv(T1 – T2) откуда следует что при T = T2 – T1 = 0 и
Таким образом в изотермическом процессе изменение внутренней энергии
газа не происходит и следовательно все тепло подводимое в процессе к
газу расходуется на совершение внешней работы dq = dl.
так как q = с(t2 – t1) то значение теплоемкости в процессе
При [pic]то есть теплоемкость в изотермическом процессе стремится к
Физический смысл полученного значения теплоемкости заключается в
следующем: при [pic] нет возможности изменить температуру газа поэтому T =
const так как для этого газу было бы необходимо сообщить теплоту равную q
= что практически невозможно.
Изотерма в Ts-координатах изображается прямой линией (рисунок 1.13)
перпендикулярной оси ординат (T = const). Изотермическому процессу
расширения при подводе тепла к газу (энтропия возрастает) соответствует
линия 1-2 изотермическому сжатию (энтропия уменьшается) – прямая линия 1-
Количество тепла участвующее в этом процессе определяется площадью 1-
s1-s2-2-1 (1-s1-s3 -3-1) которая равна q = T(s2 – s1) или q = T(s1 – s3).
Рисунок 1.13 – Изотермический процесс в Ts-координатах
Для определения величины изменения энтропии (s2 – s1) или (s1 – s3)
можно воспользоваться формулами (1.50; 1.51):
Первый член правой части этих формул (при T1 = T2) равен нулю так как
T1T2 = 1 следовательно ln(T1T2) = ln1 = 0.
Из этого следует что
2.4 Адиабатный процесс
процесс в котором тепло к газу не подводится и от него не отводится
называют адиабатным. В этом процессе изменяются все основные параметры
состояния. Адиабатный процесс на практике в чистом виде не встречается так
как между рабочим телом и окружающей средой всегда существует теплообмен.
Вследствие этого адиабатный процесс является теоретической абстракцией.
Аналитическое выражение первого закона термодинамики для адиабатного
процесса при котором q = 0 принимает следующий вид:
l = – (u2 – u1) = сv(T1 – T2). (1.75)
из этого следует что в адиабатном процессе расширения газа работа
совершается за счет уменьшения его внутренней энергии. В обратном процессе
(адиабатного сжатия) затрачиваемая внешняя работа расходуется на увеличение
его внутренней энергии.
Уравнение адиабаты можно получать из первого закона термодинамики dq =
du + d du = cvdT и dl = pdv можно записать
cvdT + pdv = 0. (1.76)
и подставив значение cv в уравнение первого закона термодинамики для
адиабатного процесса получим
[pic] или R dT = ( (k – 1)pdv. (1.78)
Дифференцируя уравнение pv = RT получим
pdv + vdp = R dT. (1.79)
Подставив уравнение (1.78) в (1.79) получим
pdv + vdp + (k – 1)pdv = 0
vdp + kpdv = 0. (1.80)
Разделив почленно уравнение (1.80) на pv и интегрируя полученное
выражение при k = const получим
откуда можно представить уравнение адиабаты в следующем виде:
Кривая линия выраженная уравнением (1.81) носит название обобщенной
гиперболы (рисунок 1.14) площадь под которой (1-v1-v2-2-1) определяет
Рисунок 1.14 – Адиабатный процесс в pv-координатах
Для того чтобы получить зависимость между параметрами T и v
необходимо из уравнения адиабаты (1.81) исключить параметр p при помощи
В результате получим уравнение [pic] а так как R = const то
Для состояний 1 и 2 процесса
Чтобы получить зависимость T и p необходимо из уравнения адиабаты
(1.81) исключить параметр v также с помощью характеристического уравнения
Tk pk-1 = const (1.85)
то есть для состояний 1 и 2 процесса
Каждое из трех уравнений адиабаты (1.81) (1.83) (1.85) позволяет
найти параметры состояния в любой точке процесса если известен один из
параметров этой точки.
Если из формулы работы (1.75) при сv = const исключить значение
температуры и воспользоваться характеристическим уравнением то получим
После подстановки формула определяющая работу газа в адиабатном
Данную формулу пользуясь зависимостями: рvk = const Тvk-1 = const и
Tkp1-k = const можно легко представить в виде зависимости от отношений
объемов или отношений давлений или отношений температур. Для этого надо
путем простых алгебраических преобразований исключить один из четырех
параметров состояния.
Сравнивая уравнения изотермы (рv = const) и адиабаты (рvk = const)
можно сказать что при k ( 1 адиабата будет проходить круче изотермы.
По определению для адиабатного процесса dq = 0. Подставляя это в
уравнение ds = dqT получим ds = 0 значит s = const то
есть в адиабатном процессе энтропия газа остается постоянной. Это значит
что в Ts-координатах адиабатный процесс изобразится прямой линией
параллельной оси ординат (рисунок 1.15).
Линия 1-2 имеющая направление в сторону увеличения температур
изображает процесс сжатия а линия 1-3 – процесс расширения. Площадь
измеряющая количество подведенного тепла равна нулю что соответствует
смыслу адиабатного процесса. Так как в адиабатном процессе s = const то
этот процесс называют изоэнтропным процессом.
Рисунок 1.15 – Адиабатный процесс в Ts-координатах
2.5 Политропный процесс
Все рассмотренные выше термодинамические процессы являются частными
случаями обобщенного политропного процесса.
Уравнение политропного процесса
где n – постоянное число для рассматриваемого процесса и называется
показателем политропы.
Количество политропных процессов бесконечно велико и каждому процессу
соответствует свое значение показателя политропы. В общем случае он может
принимать значение в интервале – n + .
При [pic] уравнение политропы будет выражать изохорный процесс. Для
доказательства этого представим уравнение политропного процесса в виде
извлечем корень n-й степени из обеих частей уравнения (1.88б) и получим
При [pic] [pic] следовательно v1 = v2 то есть v = const.
Если показателю n придать значение равное нулю (n = 0) то vn = 1 и
уравнение политропы превращается в уравнение изобарного процесса р = const.
При n = 1 уравнение политропы (1.88а) принимает вид уравнения изотермы
рv = const а если n = k то уравнение рvk = const опишет кривую адиабаты.
Уравнение политропного процесса выводится на основе уравнений первого
закона термодинамики dq = du + pdv и dq = di – vdp а также внутренней
энергии u = cvT и энтальпии i = cpT
dq = cdT = cvdT + pdv = cpdT – vdp. (1.89)
Отсюда следует (с – сv)dT = рdv и (с – ср)dT = – vdр.
Обозначим [pic] тогда [pic] или
После интегрирования уравнения (1.90) при n = const получим
то есть уравнение политропного процесса будет иметь вид
Связь между параметрами двух точек процесса вытекает из уравнения
политропы и характеристического уравнения (аналогично эта связь была
получена для адиабатного процесса)
Изменение внутренней энергии в любом процессе идеального газа
определяется уравнением u2 – u1 = cv(T2 – T1).
Изменение энтальпии можно найти из уравнений i = u + (p v) и i
i2 – i1 = (u2 – u1) + [(p2v2) – (p1v1)] = cp(T2 – T1). (1.93)
Теплоемкость политропного процесса вычисляется из уравнения
[pic] тогда [pic] (1.94)
где [pic]– показатель адиабаты.
Количество теплоты подведенной (отведенной) в политропном процессе
q = c(T2 – T1). (1.95)
Работу в процессе можно получить из определения работы
и уравнения политропного процесса
pvn = const т.е. pvn = p1v1n = p2v2n
l = [pic] =[pic] (1.96)
Бесконечное множество политропных процессов можно разделить на три
группы (I II III) (рисунок 1.16).
Для первой группы (I) (при – n +1) характерно то что в
процессах расширения теплота расходуется на изменение внутренней энергии и
на совершение работы против внешних сил. В процессах сжатия наоборот
теплота выделяется во внешнюю среду за счет уменьшения внутренней энергии и
совершения работы сжатия внешними силами.
Процессы второй группы (II) (при + 1 n + k) отличаются тем что
работа расширения в них производится за счет внешней теплоты и за счет
изменения внутренней энергии. В процессах сжатия затраченная работа
частично переходит в эквивалентное количество теплоты отводимой во внешнюю
среду и на увеличение внутренней энергии.
В процессе третьей группы (III) (при n + ) при расширении
внутренняя энергия расходуется на выполнение работы и теплоту отводимую в
окружающую среду при сжатии – наоборот.
Для нахождения изменения энтропии в политропном процессе воспользуемся
первым (dq = du + pdv) и вторым (ds = dqT) законами термодинамики
интегрируя уравнение (1.97) получим
На рисунке 1.17 представлены основные термодинамические процессы в Ts-
В таблицу 1.2 сведены расчетные формулы всех термодинамических
Таблица 1.2 – расчетные формулы
Уравнение Соотношение Механическая
Процесс процесса между работа Дж Теплота Дж
Изохорный v = const [pic] l = 0 q = cv (T2 – T1)
Изобарный p = const [pic] l = p (v2 – v1) = q = cp (T2 – T1)
Изотерми-чеT = const p1v1 = p2 v2 [pic] q = l
Адиабатный pvk = p1 v1k = p2 [pic] q = 0
Политроп-ныpvn = p1 v1n = p2 [pic] [pic]
Здесь k и n – соответственно показатели адиабаты и политропы.
3 Круговые процессы (циклы)
для практики важна степень использования затрачиваемого в круговом
процессе тепла. Поэтому представляют интерес именно те идеальные циклы
которые являются наиболее совершенными то есть имеют наибольший
термодинамический КПД.
Одним из таких идеальных круговых процессов является обратимый цикл
исследованный французским ученым и инженером Сади Карно (1824 г.)
впоследствии названный его именем. Цикл Карно который осуществляется как
обратимый цикл состоит в следующем. Рабочее тело находится в
теплонепроводящем цилиндре имея однако возможность в необходимых случаях
например временного снятия изоляции) приходить в соприкосновение и
обмениваться теплом с двумя источниками тепла из которых один имеет
температуру T1 а другой – температуру T2.
Начальное состояние рабочего тела в pv-координатах характеризуется
точкой 1 (рисунки 1.18). От этого состояния начинается изотермический
процесс расширения который в pv-координатах изобразится кривой 1-2. Этот
процесс может протекать при условии подвода тепла q1 рабочему телу.
Рисунок 1.18 – прямой цикл Карно в pv-координатах
Так как процесс изотермический то рабочее тело все время имеет одну и
ту же температуру равную температуре источника тепла и следовательно
для соблюдения обратимости процесса 1-2 достаточно иметь только один
верхний источник. Площадь фигуры 1-2-6-8-1 на диаграмме в pv–координатах
равна работе газа в процессе.
После осуществления процесса 1-2 от рабочего тела отключается источник
тепла и тело продолжает расширяться без теплообмена с окружающей средой –
адиабатически по линии 2-3. Работа газа в этом процессе изобразится
площадью 2-3-5-6-2. На этом расширение рабочего тела завершается.
Дальнейшее изменение состояния рабочего тела связано с возвращением
газа в начальное состояние. От точки 3 начинается изотермическое сжатие во
время которого рабочее тело находясь в соприкосновении с источником тепла
T2 отдает ему q2 единиц тепла и приходит в состояние определяемое точкой
При этом на сжатие затрачивается работа измеряемая площадью 3-4-7-5-3.
В точке 4 от рабочего тела отключается источник тепла и дальнейшее
сжатие происходит без теплообмена с внешней средой – адиабатически. Важно
точку 4 в изотермическом процессе 3-4 выбрать таким образом чтобы в
последующем адиабатическом процессе рабочее тело вернулось в состояние 1
то есть чтобы адиабата 1-4 прошла через точку 1.
В адиабатическом процессе на сжатие тратится количество работы
измеряемой площадью 1-4-7-8-1.
Если взять в этом круговом процессе сумму площадей расширения и
вычесть сумму площадей сжатия то результирующая площадь 1-2-3-4-1
определит полезную работу
lо = qо = q1 – q2. (1.100)
Отношение полезной работы ко всей энергии затрачиваемой в цикле есть
термодинамический КПД цикла Карно
Зная как изображаются изотермический и адиабатный процессы в Ts-
координатах можно построить в этих координатах цикл Карно. Легко
представить что он изобразится в виде прямоугольника (рисунок 1.19). Здесь
-2 – процесс изотермического расширения во время которого подводится
тепло q1 измеряемое площадью 1-2-5-6-1. Линия 2- 3 – адиабатическое
расширение а линия 3-4 – изотермическое сжатие при котором отводится q2
тепла измеряемое площадью 3-4-6-5-3. Линия 4-1 – адиабата сжатия.
Количество тепла qо перешедшее в полезную работу lо изобразится площадью
-2-3-4-1 представляющую собой разность площадей 1-2-5-6-1 и 3-4-6-5-3.
из рисунка 1.19 видно что величина КПД цикла Карно определяется
только значениями температур T1 и T2 в интервале которых совершается этот
цикл. Чем выше будет начальная температура цикла T1 и чем ниже конечная
температура T2 тем больше будет термодинамический КПД.
Термодинамический КПД определится как отношение площадей 1-2-3-4-1 и 2-
Рисунок 1.19 – прямой цикл Карно в Ts-координатах
Однако в любом случае он будет меньше единицы. Для того чтобы получить
значение КПД равным единице необходимо чтобы отношение T2T1 равнялось
нулю. Но это условие может быть соблюдено либо при T2 = 0 либо при T1 = .
Поскольку оба условия являются практически неосуществимыми достичь
значения термодинамического КПД равного единице невозможно.
3.2 Обратный цикл Карно
Если заставить рабочее тело пройти цикл изменений состояния в
направлении обратном тому которое было осуществлено в цикле Карно то
получится так называемый обратный цикл Карно. В этом случае газ сначала по
адиабате расширяется от точки 1 до точки 2 (рисунок 1.20) затем расширение
идет изотермически с получением тепла q2 от холодного источника (линия 2-
). После этого начинается сжатие газа сначала по адиабате (3-4) затем –
по изотерме (4-1) с передачей тепла q1 горячему источнику. В результате
всего цикла за счет затрат извне (l1 – l2) единиц механической энергии и q2
единиц тепла взятых из нижнего источника q1 тепла переходят в верхний
q1 = q2 + (l2 – l1) = q2 + l0.
Рисунок 1.20 – Обратный цикл Карно в pv-координатах
Машины служащие для передачи тепла от холодного источника к горячему
и работающие по аналогичному принципу называются холодильными машинами и
тепловыми насосами. Различаются они только по пределам температур: у
холодильных машин окружающая среда является верхним источником у тепловых
насосов – нижним источником. Таким образом у первых теплота отнимается от
тел имеющих температуру ниже окружающей среды у вторых теплота отнимается
от окружающей среды и отдается источнику с более высокой температурой.
Первые служат целям производства холода вторые находят применение в так
называемом «механическом» отоплении зданий.
В соответствии со вторым законом термодинамики (в формулировке
Клаузиса) теплота сама по себе не может переходить от тела с низкой
температурой к телу с высокой температурой. В обратном цикле процесс
перехода тепла от холодного тела к горячему происходит не «сам по себе» а
с затратой механической энергии.
Характеристикой обратного цикла Карно служит отношение количества
отнятого тепла q2 к затраченной механической энергии (l1 – l2 = q1 – q2)
называемое холодильным коэффициентом (.
как и КПД для прямого цикла Карно так и холодильный коэффициент для
обратного цикла Карно при данном интервале температур имеет наибольшее
значение по сравнению с другими циклами.
К двигателям внутреннего сгорания (ДВС) относят поршневые двигатели в
которых сжигание топлива осуществляется внутри рабочего цилиндра. Циклы по
которым работают ДВС различают по способу подвода в них тепла. По этому
признаку различают циклы:
с изохорным подводом тепла (v = const) являющийся идеальным циклом
карбюраторных и газовых двигателей;
с изобарным подводом тепла (р = const) являющийся идеальным циклом
компрессорных дизельных двигателей;
со смешанным подводом тепла (v = const и р = const) являющийся идеальным
циклом бескомпрессорных дизельных двигателей.
Цикл с подводом тепла при v = const начинается от состояния рабочего
тела в pv- и Ts-координатах (рисунок 1.21) характеризующегося точкой 1
сжатием рабочего тела которое происходит при движении поршня справа налево
до точки 2. этот процесс происходит без теплообмена с внешней средой то
есть по адиабате. Затем осуществляется подвод тепла при постоянном объеме
– по изохоре 2-3 что приближенно соответствует условию подвода тепла при
сгорании горючей смеси в реальных двигателях использующих
легкоиспаряющееся топливо.
От состояния характеризуемого точкой 3 начинается процесс расширения
рабочего тела при отсутствии теплообмена с окружающей средой то есть по
адиабате 3-4. Для того чтобы рабочее тело пришло в первоначальное
состояние от него отводится тепло (процесс 4-1). Термодинамический КПД
цикла в Ts-координатах
Рисунок 1.21 – Цикл ДВС в pv- и Ts-координатах с подводом тепла
характеристики цикла ДВС:
степень повышения давления λ = р3р1;
степень предварительного расширения ρ = v4v3 (при подводе тепла в
процессе р = const).
Количество подведенного тепла
q1 = сv(T3 – T2). (1.105)
Количество отведенного тепла
q2 = ср(T4 – T1). (1.106)
lо = q1 – q2. (1.107)
в цикле с подводом тепла при р = const первоначальное состояние
рабочего тела в pv-координатах характеризуется точкой 1 (рисунок 1.22). В
течение первого хода поршня справа налево совершается сжатие воздуха
которое происходит без теплообмена с внешней средой (линия 1-2). На участке
-3 к рабочему телу подводится тепло q1 таким образом что давление при
этом остается постоянным (так как увеличивается объем) что приближенно
соответствует реальным условиям сгорания трудносгораемого топлива.
Дальнейшее расширение рабочего тела (линия 3-4) происходит без
теплообмена с внешней средой (по адиабате). Для приведения рабочего тела в
первоначальное состояние 1 от него отводится тепло q2 при v =const (линия
Термодинамический КПД этого вида цикла по диаграмме в Ts-координатах
количество подведенной теплоты
q1 = ср(T3 – T2). (1.109)
Количество отведенной теплоты (абсолютное значение)
q2 = ср(T4 – T1). (1.110)
Рисунок 1.22 – Цикл ДВС в pv- и Ts-координатах с подводом тепла
смешанный цикл в котором подвод теплоты осуществляется частично при v
= const а частично при р = const был предложен советским инженером Г.В.
Тринклером. Работающие по этому циклу двигатели называются как и двигатели
с подводом теплоты при р = const дизелями. эти двигатели в настоящее
время строятся только с комбинированным подводом тепла.
В этом виде цикла (рисунок 1.23) в процессе 1-2 происходит адиабатное
сжатие рабочего тела после чего подводится тепло сначала при v =const
(линия 2-3) а затем при р = const (линия 3-4). Далее происходит адиабатное
расширение (линия 4-5) и наконец отвод теплоты при v =const (линия 5-1).
Термодинамический КПД смешанного цикла
q2 = сv(T5 – T1). (1.114)
Рисунок 1.23 – Смешанный цикл ДВС в pv- и Ts-координатах
Сравнивая все три вида циклов при одинаковой степени сжатия
(v = vp = p) можно сделать вывод что их термодинамические КПД
находятся в следующем соотношении: tv > tvp > tp. Однако учитывая то
обстоятельство что все виды циклов в реальных двигателях работают при
разных степенях сжатия (v = 6 10; vp = 14 16) сравнивать
термодинамические КПД следует не при одинаковых степенях сжатия а при
одинаковых условиях их осуществления то есть при одинаковых максимальных
давлениях и температурах. В этих условиях tр > tvp > tv.
Рабочий процесс реального двигателя внутреннего сгорания принципиально
отличается от теоретического цикла идеального двигателя. Цикл – замкнутый
круговой процесс составленный из отдельных термодинамических процессов.
Рабочий цикл ДВС не замкнут – после совершения работы в результате
расширения рабочее тело удаляется из двигателя а на его место поступает
свежая порция горючей смеси. Процессы всасывания и выхлопа рабочего тела не
являются термодинамическими процессами.
Рабочий цикл теплового двигателя есть совокупность отдельных
процессов протекающих последовательно в реальном двигателе за два или один
полный оборот коленчатого вала.
Рабочий цикл графически представляется индикаторной диаграммой то
есть линией изменения давления внутри цилиндра при перемещении поршня
Рисунок 1.24 – Индикаторная диаграмма четырехтактного
карбюраторного ДВС: I – поршень; II – цилиндр
При движении поршня I слева направо (линия 1-2) в цилиндр двигателя II
втекает через открытый всасывающий клапан «вс» смесь воздуха с парами
топлива (первый такт). В крайнем правом положении поршня (нижняя мертвая
точка – «нмт») всасывающий клапан «вс» закрывается. Следует отметить что
всасывание происходит при некотором разрежении поэтому линия 1-2 проходит
ниже линии атмосферного давления (пунктирная линия). При закрытых клапанах
«вс» и «вх» поршень движется справа налево и сжимает горючую смесь (второй
Вблизи левого крайнего положения поршня (верхняя мертвая точка –
«вмт») начинается процесс горения топлива в результате чего давление резко
возрастает (линия 3-4). Горячие продукты горения расширяются и перемещают
поршень I слева направо из «вмт» в «нмт» (линия 4-5) – так осуществляется
рабочий ход то есть совершается полезная работа (третий такт).
Вблизи «нмт» открывается выхлопной клапан «вх» поршень начинает
двигаться справа налево и выталкивает продукты горения из цилиндра в
атмосферу по линии 5-1 (четвертый такт) при давлении несколько выше
атмосферного. Далее рабочий процесс повторяется.
Описанный процесс работы двигателя происходит за четыре хода поршня
(два оборота вала) поэтому такой двигатель называется четырехтактным.
существуют двигатели в которых описанный процесс осуществляется за два
хода поршня (один оборот вала) их называют двухтактными.
3.4 Цикл газотурбинной установки (ГТУ)
Газотурбинная установка (ГТУ) – тепловой двигатель в котором
получение механической энергии вращения вала происходит при отсутствии
возвратно-поступательного движения непосредственно за счет использования
кинетической энергии газа (рисунок 1.25).
В ГТУ на одном валу располагаются топливный насос 6 компрессор 2
рабочая турбина 4 и потребитель механической энергии (электрогенератор 7
насос вал отбора мощности и т.п.). компрессор 2 всасывает воздух из
атмосферы сжимает его до заданного давления и подает в камеру сгорания 1.
Туда же топливным насосом 6 подается горючее. Из камеры сгорания газы
поступают в сопловый аппарат 3 и из которого они с большой скоростью
подаются на рабочие лопатки турбины 4 а затем выпускаются в атмосферу.
Иногда для увеличения КПД воздух подогревается в теплообменнике 8
отработавшими газами.
Рисунок 1.25 – Схема ГТУ с изобарным подводом теплоты:
– камера сгорания; 2 – компрессор; 3 – сопловый аппарат; 4 –
– выпускной патрубок; 6 – топливный насос; 7 – электрогенератор;
В ГТУ могут осуществляться циклы с подводом теплоты по изохоре и
изобаре в практике чаще применяется последний то есть цикл с подводом
тепла при р = const (рисунок 1.26). процесс сжатия воздуха (1-2)
осуществляется в компрессоре 2.
сжатый воздух оттуда подается в камеру горения 1 туда же через
форсунку с помощью насоса 6 подается топливо. процесс (2-3) протекает в
камере горения 1. процесс расширения рабочего тела (3-4) протекает в
сопловом аппарате 3 и частично на лопатках турбины 4 а отработавшие газы
выбрасываются в атмосферу. Как видно из диаграммы в рv и Ts-координатах
цикл состоит из двух адиабат и двух изохор.
Рисунок 1.26 – Цикл ГТУ в рv- и Ts-координатах при р = const:
-2– адиабатное сжатие воздуха в компрессоре; 2-3 – изобарный подвод
теплоты q1 к сжатому газу (сгорание топлива в камере сгорания);
-4 – адиабатное расширение газов в турбине; 4-1– условный изобарный
процесс (отвод теплоты q2 в атмосферу)
Термодинамический КПД цикла
Для адиабаты 1-2 можно записать
Из уравнений (1.116) и (1.117) следует что степени адиабатного сжатия
[pic] и [pic][pic] (1.118)
Подставив соотношение (1.119) в формулу (1.115а) получим
Из уравнения (1.120) следует что при одинаковых степенях сжатия КПД
ГТУ равен КПД поршневого двигателя но при существенно меньшем максимальном
давлении цикла. КПД ГТУ больше КПД поршневого двигателя с подводом теплоты
3.5 Цикл идеального компрессора
Компрессор – машина для сжатия газов и паров. Для исследования работы
компрессора используют индикаторные диаграммы – графическое представление
процесса изменения давления в цилиндре при перемещении поршня (рисунок
Компрессор имеет цилиндр с высасывающим «вс» и нагнетательным «нг»
клапанами и поршень совершающий возвратно-поступательное движение с
приводом. Основная задача при термодинамическом расчете компрессора –
определение удельной работы для сжатия газа.
В идеальном компрессоре:
протекают равновесные процессы;
поршень подходит к крышке цилиндра
вплотную (нет вредного
отсутствуют гидравлические
сопротивления при проходе газа через
всасывание и нагнетание газа
осуществляется при постоянных
Рисунок 1.27 – диаграмма идеального одноступенчатого
компрессора в pv-координатах и схема устройства
На диаграмме всасывание газа в цилиндр изображено линией 4-1 которая
называется линией всасывания (поршень движется слева направо). При обратном
движении поршня происходит сжатие газа по линии 1-2. Газ сжатый до
давления р2 нагнетается в напорный трубопровод для подачи потребителю по
линии 2-3. В конце выпуска газа (точка 3) давление в цилиндре в идеальном
случае падает до давления р1 (линия 3-4) и далее процесс повторяется.
Работа затрачиваемая на сжатие газа за один рабочий процесс (за два
хода поршня) определяется как алгебраическая сумма работ всасывания
(площадь 4-1-v1-v4-4) сжатия (площадь 1-2-v2-v1-1) и нагнетания (площадь
-3-v3-v2-2) то есть изображается площадь 1-2-3-4-1.
В идеальном компрессоре процесс сжатия можно в зависимости от условий
охлаждения цилиндра производить по изотерме 1-2( адиабате 1-2'' или
политропе 1-2. Работа затрачиваемая на сжатие газа в этих процессах
Из диаграммы видно что при сжатии газа по изотерме затраченная работа
будет минимальной (заштрихованная площадь 1-2(-3-4-1). При сжатии газа по
адиабате 1-2'' затраченная работа будет максимальна. При сжатии газа по
политропе 1-2 затрачиваемая работа имеет среднее значение.
Из диаграммы (рисунок 1.28) в Ts-координатах видно что несмотря на
то что затраченная на сжатие газа по изотерме работа минимальна отводимое
от сжимаемого газа количество тепла (площадь 1-2(-s2(-s12(-1) максимально
и стоимость системы охлаждения и ее эксплуатации велики.
При сжатии по адиабате 1-2'' (dq = 0 q = 0) работа будет больше чем
при сжатии как по изотерме так и по политропе (1 n k) но при этом и
объем сжатого газа будет больше чем в двух других случаях. Однако газ
сжатый по адиабате имеет высокую температуру T2'' а при движении по
трубопроводам к потребителю охлаждается до температуры окружающей среды T2
следовательно часть затраченной работы теряется.
В реальных компрессорах процесс сжатия осуществляют по политропе. При
этом потеря работы меньше чем при адиабатном сжатии а также температура в
конце политропного процесса сжатия T2 T2(( что дает возможность сжимать
газ до более высоких давлений без превышения допустимой температуры T2(.
Рисунок 1.28 – Сжатие газа в компрессоре в Ts-координатах
При изотермическом сжатии удельная теоретическая работа компрессора
равна работе изотермического сжатия
Если масса всасываемого воздуха М кг а объем его v1 м3 то
теоретическая работа компрессора
Работа отнесенная к 1 м3 всасываемого газа
Работа для получения 1 м3 сжатого газа
Количество теплоты которое должно быть отведено при изотермическом
q = lо или Q = Lо. (1.125)
при адиабатическом сжатии газа удельная теоретическая работа
компрессора в k раз больше чем работа изотермического сжатия в
термодинамическом процессе
Если масса всасываемого газа М кг а объем его V1 м3 то теоретическая
работа отнесенная к 1 м3 всасываемого газа
Температуру газа в конце сжатия можно определить из соотношения
параметров адиабатного процесса.
Удельная работа компрессора при адиабатном сжатии газа может быть
определена по формуле
lо = i2 – i1 (1.130)
где i2 и i1 – соответственно начальное и конечное значение энтальпии газа
Эта формула удобна для подсчета работы идеального компрессора при
адиабатном сжатии газа с помощью is-диаграммы. Из точки 1 (рисунок 1.29)
характеризующей начальное состояние газа проводят вертикальную линию до
пересечения ее в точке 2'' с изобарой р2. Ординаты точек 1 и 2'' дают
значения энтальпий i1 и i2 а отрезок 1-2'' – их разность.
Рисунок 1.29 – Определение энтальпий по is-диаграмме
Если масса всасываемого газа М кг а объем его V1 м3 то
удельная работа отнесенная к 1 м3 всасываемого газа
Удельная работа для получения 1м3 сжатого газа
Удельное количество теплоты которое должно быть отведено при
политропном сжатии определяется по формуле
Теоретическая мощность двигателя для привода компрессора
Действительная индикаторная диаграмма (рисунок 1.30) значительно
отличается от теоретической диаграммы по следующим причинам:
наличие в реальном компрессоре
вредного пространства;
потери давления в клапанах;
теплообмен между газом и стенками
вредным пространством называют объем который образуется между крышкой
цилиндра и поршнем в его крайнем левом положении при нагнетании газа. В
этом объеме в конце нагнетания остается некоторое количество газа (Vвр) под
давлением р2. Этот газ при обратном ходе поршня расширяется и втекание
свежей порции газа будет возможно когда давление в цилиндре уменьшится до
давления всасывания (рвс р1). Линия 3-4 изображает процесс расширения
газа оставшегося во вредном пространстве.
Рисунок 1.30 – Действительная индикаторная диаграмма в pV-координатах
Начало всасывания газа в цилиндр изображается точкой 4. Объем
поступившего в цилиндр газа равен
V = Vh – V4. (1.140)
Отношение объемов V и Vh называют объемным коэффициентом полезного
Процесс 2-3 проходит под давлением большим чем р2 так как вытеснение
сжатого газа происходит в трубопровод который находится под давлением р2.
С увеличением конечного давления (р2) объемный КПД одноступенчатого
компрессора уменьшается (рисунок 1.31) и следовательно уменьшается также
производительность компрессора. В пределе когда кривая сжатия пересекает
линию характеризующую объем вредного пространства всасывание воздуха в
цилиндр прекращается и следовательно объемный КПД и производительность
компрессора становятся равными нулю. Поэтому при необходимости получения
газа высокого давления (выше 08 12 мПа предельных для одноступенчатого
компрессора) используют многоступенчатое сжатие (рисунок 1.32).
Для трехступенчатого компрессора в этом случае (рисунок 1.32.б)
где х – отношение давлений в каждой ступени;
n – число ступеней компрессора;
рk – давление газа выходящего из последней ступени;
р1 – давление газа поступающего в первую ступень.
Рисунок 1.31 – Иллюстрация уменьшения полезной работы цикла
с увеличением конечного давления р2
Рисунок 1.32 – диаграмма идеального многоступенчатого компрессора в pv-
координатах: а – двухступенчатого компрессора; б – трехступенчатого
Распределение давления по формуле (1.145) приводит к тому что
температуры газа на выходе из каждой ступени равны между собой
T2 = T4 = T6 (1.146)
а также к равенству работ всех ступеней компрессора. Поэтому для
определения работы многоступенчатого компрессора достаточно найти работу
одной его ступени и увеличить ее в n раз.
На рисунке 1.33 приведены диаграммы адиабатного и политропного сжатия
газа в трехступенчатом компрессоре в Ts-координатах.
Линии 1-2 3-4 и 5-6 изображают процессы сжатия в отдельных ступенях
линии 2-3 и 4-5 – процессы охлаждения газа в первом и втором холодильниках.
площади (рисунок 1.33.б) 1-2-2'-1'-1 3- 4- 4'- 3'-3 и 5-6-6'-5'-5
изображают количество теплоты отнимаемое от газа при его сжатии в
отдельных ступенях компрессора и передаваемое холодному источнику. Площади
-2'-3'-3-2 и 4-4'-5'-5-4 изображают количество теплоты отнимаемой от газа
при его изобарном охлаждении в первом и втором холодильниках.
Рисунок 1.33 – Процессы сжатия в трехступенчатом идеальном компрессоре
в Ts-координатах: а – сжатие по адиабате; б – сжатие по политропе
3.6 Цикл воздушно-компрессорной холодильной установки
Холодильные установки предназначены для искусственного охлаждения тел
ниже температуры окружающей среды. Рабочее тело в холодильных установках
совершает обратный круговой процесс в котором затрачиваемая внешняя работа
расходуется на отъем тепла от охлаждаемого тела. В воздушнокомпрессорной
холодильной установке рабочим телом является воздух.
Для получения низких температур (производства холода) в данном типе
установки используют адиабатное расширение воздуха. Для этого его
предварительно сжимают а затем охлаждают до температуры например
окружающей среды так как при сжатии температура воздуха повышается.
Если такой воздух заставить расширятся по адиабате он совершит работу
за счет своей энергии; при этом его температура понизится и окажется ниже
температуры окружающей среды.
Схема воздушно-компрессорной холодильной установки представлена на
Установка состоит из следующих элементов:
холодильной камеры 1 в которой по
трубопроводам циркулирует
компрессора 2 всасывающего воздух и
охладителя 3 в котором охлаждается
расширительного цилиндра 4 в
котором воздух расширяется совершая
при этом работу и понижая свою
Из расширительного цилиндра холодный воздух направляют в холодильную
камеру 1 где он отнимая теплоту от охлаждаемых тел нагревается и вновь
поступает в компрессор 2.
Рисунок 1.34 – Схема воздушно-компрессорной холодильной установки:
– охлаждаемое помещение или холодильная камера; 2 – компрессор;
– охладитель воздуха; 4 – расширительный цилиндр (детандер)
На рисунке 1.35 (в pv-координатах):
Рисунок 1.35 – теоретический цикл воздушно-компрессорной
установки в pv- и Ts-координатах
точка 1 – состояние воздуха поступающего в компрессор;
линия 1-2 – адиабатный процесс сжатия в компрессоре;
точка 2 – состояние воздуха поступающего в охладитель;
линия 2-3 – изобарное охлаждение воздуха в охладителе;
точка 3 – состояние воздуха поступающего в расширительный цилиндр;
-4 – адиабатный процесс расширения в расширительном цилиндре;
точка 4 – состояние воздуха поступающего в холодильную камеру;
линия 4-1 – изобарный процесс нагревания воздуха в холодильной камере;
площадь 1-2-6-5-1 – работа затраченная компрессором на сжатие;
площадь 3-6-5-4-3 – работа полученная в расширительном цилиндре;
площадь 1-2- 3-4-1 – работа цикла.
На рисунке 1.35 (в Ts-координатах):
площадь под кривой 4-1 – количество
теплоты q2 переданной охлаждаемыми
площадь под кривой 3-2 – количество
теплоты q1 отданной в охладителе;
Тогда холодильный коэффициент цикла
холодопроизводительность 1 кг воздуха q2
q2 = i1 – i4 = cpm(T1 – T4) (1.148)
где T1 – температура воздуха выходящего из холодильной камеры и
поступающего в компрессор;
T4 – температура воздуха входящего в холодильную камеру;
cpm – удельная средняя массовая теплоемкость воздуха при постоянном
Удельная работа затраченная компрессором
lк = i2 – i1 = cpm(T2 – T1) (1.149)
где T2 – температура воздуха после его сжатия в компрессоре.
Удельная работа полученная в расширительном цилиндре
lр.ц = i3 – i4 = cpm(T3 – T4) (1.150)
где T3 – температура воздуха перед расширительным цилиндром.
Удельная работа затраченная в цикле
lо = lк – lр.ц. (1.151)
Расход холодильного агента М кгс
где Qо q2 – соответственно холодопроизводительность установки кДж и
холодопроизводительность 1 кг воздуха кДжкг.
Холодильный коэффициент
Теоретическая мощность Nтеор кВт необходимая для привода
компрессора Nтеор = M lo.
3.7 Принцип работы теплового насоса
В 1852 г. Кельвин выдвинул идею использования холодильного цикла для
отопления помещений создания так называемого теплового насоса. Это
предложение основывалось на следующем соображении. В процессе работы любой
холодильной установки тепло отбирается из охлаждаемого объема и передается
среде с более высокой температурой. Следовательно результатом
осуществления холодильного цикла является не только охлаждение
теплоотдатчика но и нагрев теплоприемника.
Таким образом тепловым насосом называют холодильную установку
используемую обычно для подвода тепла к нагреваемому объему. Такое название
они получили потому что они как бы «перекачивают» тепло из холодного
источника в горячий. В горячий источник поступает тепло q1 отобранное от
холодного источника q2 и работа lц подводимая извне для осуществления
этого холодильного цикла.
Эффективность теплового насоса оценивается отопительным коэффициентом
представляющим собой отношение количества тепла q1 сообщенного
нагреваемому объему к величине работы lо подведенной в цикле [pic]
поскольку q1 = q2 + lо то с учетом того что [pic]
Из этого соотношения следует что чем выше холодильный коэффициент
тем выше и отопительный коэффициент цикла.
В тепловых насосах используются циклы как воздушных так и паровых
компрессорных холодильных установок.
Следует отметить что холодильные установки могут использоваться и для
совместного получения тепла и холода. Такого рода комбинированные установки
несомненно перспективны.
4.1 Физическое состояние вещества
Из повседневного опыта мы знаем что одно и то же вещество в
зависимости от внешних условий (давление и температура) может находиться в
различных агрегатных состояниях. Например при атмосферном давлении вода
существует в трех фазах:
лед – температура воды ниже нуля градусов (t 0 (С);
вода – температура воды ниже ста градусов (t 100 (С) но выше нуля
пар – температура воды не ниже ста градусов (t ≥ 100 (С).
известно также что при изменении давления изменяются также
температуры затвердевания и кипения вещества.
Фазовым переходом называют переход вещества из одной фазы в другую
существующую одновременно с первой. При этом обычно имеют в виду агрегатные
состояния вещества и поэтому говорят о газовой жидкой и твердой фазах.
Следовательно под фазовым переходом подразумевают переход вещества из
одного агрегатного состояния в другое.
Линию фазового перехода можно изобразить на диаграмме в рТ-координатах
(рисунок 1.36) если нанести состояния соответствующие давлениям и
температурам фазового перехода.
Слева от линии АОВ расположена область твердого вещества справа от
линии КОВ – область газообразного веществ а между линиями Оа и ОК –
область жидкого состояния.
Рисунок 1.36 – Кривые фазовых переходов вещества в рТ-координатах
Из этой диаграммы следует что линия ОВ представляет собой кривую
линию сублимации вещества (фазового перехода из твердого агрегатного
состояния в газообразное). Линия ОА представляет собой кривую линию
плавления (затвердевания) а линия ОК – кривую линию кипения (конденсации).
Кривая кипения обычно называется линией насыщения. Точка О представляет
собой тройную точку в которой вещество сосуществует в трех агрегатных
состояниях. Поскольку свойства разных веществ отличаются друг от друга то
диаграммы в рТ-координатах будут различными для различных веществ.
Из диаграммы (рисунок 1.36) видно как изменяется состояние вещества в
процессе нагрева при постоянном давлении. Двигаясь по линии изобары
(р = const) из области твердого состояния вещества видно что изобара
пересекает линию плавления в точке С где вещество переходит в жидкое
состояние а при дальнейшем нагреве линия изобары пересечет линию насыщения
ОК в точке Д и вещество превратится в пар.
Для воды тройная точка соответствует температуре 001(С и давлению
4.2 Процесс парообразования в рv-координатах
Водяной пар будучи почти единственным рабочим телом паровых
двигателей представляет особый практический интерес поэтому знание его
тепловых свойств имеет большое значение.
Образование пара в котлах и его перегрев происходит при одном и том же
(рабочем) давлении котельного агрегата. При постоянном же давлении
происходит и конденсация отработавшего пара турбины (паровой машины).
Поэтому процесс парообразования при постоянном давлении для паросиловых
установок имеет практическое значение.
Наибольшей наглядностью данного процесса обладают диаграммы в
рv-координатах (рисунок 1.37).
Постоянному при всех давлениях удельному объему [pic] воды с
температурой 0(С на диаграмме в рv-координатах соответствует линия 1-I
параллельная оси давлений. На этой линии точкой I отмечено состояние воды
имеющей температуру 0(С и давление р.
Если одному килограмму воды находящейся в таком состоянии подвести
тепло сохраняя давление постоянным (р = const) то при возрастании
температуры воды будет увеличиваться и ее объем.
Рисунок 1.37 – Процесс парообразования в рv-координатах
Этот процесс подвода тепла изобразится горизонтальной линией I-II. В
точке II вода закипает и начинаетcя процесс парообразования (температура
кипения tк удельный объем v'). Количество тепла сообщаемое одному
килограмму воды для ее нагрева от 0 (С до температуры кипения называют
удельной теплотой жидкости q кДжкг. Объем смеси получающейся из воды и
пара значительно возрастает и изобразится линией II-III. Эта линия
является изобарой. поскольку в процессе парообразования температура
пароводяной смеси остается постоянной зависящей только от давления tк = f
(р) то линия II-III является также и изотермой.
В тот момент когда последняя частица воды испарится полученный
чистый пар будет иметь температуру tк и удельный объем v(. Этот пар
называют сухим насыщенным паром. Состоянию этого пара соответствует точка
III. Имевшуюся до этого смесь пара и воды называют влажным насыщенным
паром. Это такая смесь в которой мельчайшие частицы воды находятся во
взвешенном состоянии в среде пара.
Влажный насыщенный пар обладает следующими свойствами:
если от него отводится тепло при неизменном давлении то температура его не
изменяется в отличие от идеальных газов но начинает уменьшаться объем с
одновременным превращением части его в воду;
если к влажному насыщенному пару подводиться тепло при постоянном давлении
то температура его также не изменится но объем пара увеличится с
одновременным превращением части воды в пар. то есть в любом случае
рассматриваемый пар насыщает собой занимаемый им объем. Поэтому его и
называют насыщенным паром. Следовательно насыщенным паром называют пар
находящийся в соприкосновении с водой из которой он образовался и имеющий
с ней одну и ту же температуру.
Влажный насыщенный пар представляет собой смесь сухого пара и воды
(отрезок II-III) в точке III – пар сухой насыщенный (без жидкой фазы).
Насыщенный пар характеризуется степенью сухости пара – х (паросодержанием)
то есть отношением массы сухого пара к массе влажного насыщенного пара.
очевидно что в точке II паросодержание равно нулю (х = 0) а в точке III
равно единице (х = 1).
Количество тепла которое сообщается 1 кг воды нагретой до
температуры кипения для превращения ее в сухой насыщенней пар называется
теплотой парообразования (r Джкг). Тогда все количество тепла
сообщенного воде с температурой t = 0 (С для превращения ее в сухой
насыщенный пар называют полной теплотой сухого насыщения пара (( кДжкг)
При подводе тепла (при р = const) к сухому насыщенному пару его
температура будет возрастать а удельный объем – увеличиваться. Пар
температура которого выше температуры кипения соответствующей его
давлению называют перегретым паром (линия III-IV).
Из диаграммы в pv-координатах (рисунок 1.37) следует что отрезок II-
III характеризует влажный пар отрезок III-IV – перегретый пар а состояние
сухого насыщенного пара характеризуется точкой III. Это указывает на
неустойчивость состояния сухого насыщенного пара: незначительный отвод
тепла вызывает конденсацию нагрев – перегрев пара.
При более высоком давлении р( и температуре равной нулю (t = 0(С)
удельный объем будет равен vо( как и при давлении р так как вода –
практически несжимаемая жидкость. Состоянию воды при температуре 0 (С и
давлению р( на диаграмме (рисунок 1.37) соответствует точка I'. Известно
что большему давлению соответствует и более высокая температура кипения
следовательно удельный объем воды нагретой до температуры кипения при
давлении р' равный v' получается бльшим чем при давлении равным р и
точка II' оказывается лежащей на диаграмме правее точки II.
Дальнейший подвод тепла вызовет парообразование (линия II( - III().
бльшему давлению р( соответствует меньший удельный объем v( сухого
насыщенного пара поэтому точка III( получается лежащей левее точки III а
линия II(-III( короче чем аналогичная ей линия II - III.
Если рассмотреть процесс парообразования при еще более высоком
давлении р( то окажется что точка II( соответствующая состоянию кипящей
воды при давлении р( расположится на диаграмме еще правее точки II( а
точка III( – еще левее точки III( а отрезок линии лежащий между точками
II( и III( оказывается еще короче чем отрезок лежащей между точками II( -
Опытом установлено что при определенном давлении а следовательно и
температуре объем воды v( оказывается равным объему пара v( то есть
разность между этими объемами (соответствующая отрезку линии II и III)
равна нулю (точка К). эта точка соответствует особому процессу перехода
воды в пар при котором отсутствует состояние влажного пара. Состояние воды
и пара соответствующее этому процессу называется критическим. Эта точка
характеризуется следующими параметрами:
критическое давление рк р = 22565 ат;
критическая температура кипения tк р = 37415 (С;
критический удельный объем v(к р = v(к р = 000331 м3кг.
Особенность процесса парообразования при критическом состоянии
(рк р = 22565 ат) заключается в том что как только вода достигнет
температуры 37415 (С она сразу и без остатка превращается в сухой
насыщенный пар. При критическом состоянии теплота парообразования равна
нулю (r = 0) и полная теплота сухого насыщения равна теплоте жидкости λ =
Линия соединяющая точки 2-II-II(-II(-К делит диаграмму на две части:
левая часть – область жидкости;
правая часть – область влажного насыщенного пара.
линию для которой степень сухости пара х = 0 называют кривой
жидкости или нижней пограничной кривой.
Линия 3 – III - III( - III( - К отделяет область влажного насыщенного
пара от области перегретого пара. Для этой линии степень сухости пара х =
поэтому ее называют кривой сухого насыщенного пара или верхней
На основании экспериментальных данных путем использования
термодинамического метода получены выражения для определения количества
теплоты внутренней энергии и энтропии жидкости и пара (таблица 1.3).
Таблица 1.3 – Расчетные формулы
Процесс Количество Внутренняя Энтальпия Энтропия
теплоты Джкг энергия Джкг Дж(кг·К)
воды при [pic] [pic] [pic] [pic]
Парообразов[pic] [pic]
Перегрев [pic] [pic]
пара [pic] [pic] [pic]
*) ρ – внутренняя теплота парообразования (при р 01 мПа); ρ = 09r;
s – энтропия перегретого пара.
Однако полученные формулы для практических расчетов применять сложно
их используют для расчета таблиц перегретого пара.
4.3 процесс парообразования в Ts-координатах
для наглядной иллюстрации протекания процессов в которых рабочим
телом является водяной пар используют диаграмму парообразования в Ts-
координатах (рисунок 1.38). Точка I соответствует начальному состоянию
воды имеющей температуру 0(С и любое давление. Она лежит на оси
температур так как в этом состоянии энтропию воды в термодинамике принято
считать равной нулю (sо= 0). Линия I - К представляет собой нижнюю
пограничную кривую построенную по значениям температуры кипения и энтропии
для ряда давлений. Левее линии I - К располагается область жидкости правее
– область влажного насыщенного пара.
Рисунок 1.38 – Парообразование в Ts-координатах
Линия 5-К представляет собой верхнюю пограничную кривую изображающую
в Тs-координатах состояния сухого насыщенного пара при разных температурах
а следовательно и давлениях. Эта линия строится тем же способом что и
линия I-К. Нижняя и верхняя пограничные кривые встречаются в общей точке К.
между линиями I-К и 5-К лежит область влажного насыщенного пара. правее
линии 5-К и выше прямой горизонтальной линии соответствующей значению Т =
Ткр находится область перегретого пара. Линия I-К соответствует значению
сухости пара х = 0 а линия 5-К – значению х = 1.
Подвод к воде тепла при постоянном давлении от Т0 = 0(С сопровождается
повышением ее температуры и энтропии. Изменение этих двух параметров
выражается зависимостью
где s( – энтропия кДж(кг·К); срm – средняя удельная массовая теплоемкость
воды при постоянном давлении.
Формула (1.161) представляет собой уравнение изобары нагрева жидкости
от 0(С до температуры кипения. Обычно для водяного пара в
Тs-координатах считают что нижняя пограничная кривая служит одновременно
изобарой нагрева воды для всех давлений.
Таким образом нагрев воды от 0(С (точка I) до температуры кипения
(точка II) в Ts-координатах изображается изобарой I-II. Процесс превращения
воды в пар происходит при неизменной температуре кипения Тк поэтому он
изображается в Ts-координатах прямой линией II-III которая будучи
изобарой является в то же время и изотермой. Точка III характеризует
состояние сухого насыщенного пара с давлением р и температурой Тк.
Дальнейший перегрев этого пара при том же постоянном давлении р ведет к
росту температуры и энтропии (линия III-IV). Эта линия является также
изобарой. Ее уравнение имеет следующий вид:
площадь I-II-2-1-I измеряет количество тепла подведенного к 1 кг воды
для нагрева ее от температуры 0(С до температуры кипения то есть теплоту
жидкости или энтальпию воды: i( = площади I-II-2-1-I.
Аналогично этому теплота парообразования r = площади II-III-3-2-II и
тогда срm(tпе – tк) = площади III-IV-4-3-III.
Вся площадь под изобарой I-II-III-IV то есть площадь I-II-III-IV-4-1-
I соответствует энтальпии перегретого пара iпе а энтальпия сухого
насыщенного пара i(( = площади I-II-III- 3-1-I.
4.4 диаграмма водяного пара в is-координатах
Решение практических задач касающихся процессов в которых рабочим
телом является водяной пар аналитическим методом по формулам
представляет значительные трудности. Каждая из формул относится к
определенному агрегатному состоянию пара: перегретому сухому насыщенному
или влажному пару. В процессе пар может изменить свое агрегатное состояние
например при расширении он может превратиться из перегретого пара во
влажный. Для расчета такого процесса необходимо разделять его на части
соответствующие разным агрегатным состояниям пара и для каждой из этих
частей применять свои формулы. Это значительно усложняет решение
практических задач. Проще и скорее они решаются графически путем
применения диаграммы водяного пара в is-координатах (рисунок 1.39).
Рисунок 1.39 – is-диаграмма водяного пара:
р – линии давлений ата (бар)
Линия 0-К в диаграмме представляет собой нижнюю пограничную кривую
линия I-К – верхнюю пограничную кривую. Место встречи этих двух кривых
определяет место положения критической точки К обе пограничные кривые
строятся по значениям i( s( (линия 0-К) и i( s( (линия I-К) которые для
разных давлений берутся из таблицы сухого насыщенного пара. Правее линии 0-
К и ниже линии I-К в диаграмме располагается область влажного насыщенного
пара. Выше линии I-К лежит область перегретого пара. Каждая точка линии 0-
к соответствуют состоянию воды нагретой до температуры кипения того или
иного давления а каждая точка линии I-К соответствует состоянию сухого
насыщенного пара. Если соединить точки одинаковых давлений на обеих
пограничных кривых то прямые линии пересекающие область влажного
насыщенного пара представляют собой изобары. Они же одновременно являются
и изотермами так как в процессе превращения воды в пар при постоянном
давлении температура остается неизменной и равной температуре кипения.
Изобары в области влажного пара представляют собой прямые линии при
переходе в область перегретого пара изобары становятся кривыми линиями не
совпадающими с линиями изотерм.
В области влажного пара на диаграмме проведены линии одинаковой
сухости пара. Линии сухости пара сходятся в одной общей точке К. линии
изотерм расположенные в области перегретого пара резко отличаются от
линий изобар. Чем больше значения температуры изотермы тем круче подъем
левой части линии изотермы на диаграмме. Наоборот линии изотерм в правой
части диаграммы постепенно приближаются к прямым горизонтальным линиям. Это
объясняется тем что по мере удаления от состояния насыщения перегретый пар
данной температуры все в большей мере становится подобным идеальному газу
у которого при постоянной температуре также и постоянна энтальпия
независимо от давления. Иногда на диаграмме в is-координатах проводят линии
изохор что бывает удобно при решении задач в которых требуется определить
объемы пара разных состояний.
Чаще всего диаграмма в is-координатах используется для графического
построения адиабатного процесса который в ней изображается прямой
вертикальной линией.
Для практического использования в is-координатах помещают только часть
диаграммы (на рисунке 1.39 эта часть оконтурена пунктирными линиями).
4.5 Цикл Ренкина паросиловой установки
паросиловые (паротурбинные) установки широко применяются для привода
электрогенераторов на тепловых электростанциях. Для этих установок в
качестве идеального цикла принят цикл Ренкина.
На рисунке 1.40 изображена схема паросиловой установки работающей на
перегретом паре (в турбину подается перегретый пар) а на рисунке 1.41 –
цикл Ренкина на перегретом паре.
Рисунок 1.40 – схема паросиловой установки: 1 – котел; 2 – паропере-
греватель; 3 – турбина; 4 – электрогенератор; 5 – конденсатор; 6 – насос
Рисунок 1.41 – Цикл Ренкина в pv- и Ts-координатах
Насыщенный пар приготовленный в котле 1 (процесс 1-2) поступает в
пароперегреватель 2 где к нему подводится теплота перегрева при постоянном
давлении р1 в процессе 2-3. Перегретый пар (точка 3) имеет более высокую
температуру – Т1 чем насыщенный пар – Тн (точка 2) при одинаковом давлении
р1. Разность этих температур Tп = Т1 – Тн называется степенью перегрева
сухого насыщенного пара. Перегретый пар подается в турбину 3 которая
соединена с электрогенератором 4. в турбине происходит адиабатное
расширение (процесс 3-4) в конце расширения (точка 4) пар становится
влажным. Отработавший пар в конденсаторе 5 переводится в жидкость (процесс
Термодинамический КПД [pic] цикла Ренкина:
q – подведенное удельное количество теплоты в цикле Джкг
i1 i2 – удельная энтальпия пара соответственно на входе и выходе из
i(2 – удельная энтальпия пара на линии насыщения при давлении р2
Термодинамический КПД определяя экономичность цикла является его
важнейшей характеристикой. Но для оценки цикла и тех условий в которых он
протекает весьма показательными характеристиками являются также удельный
расход пара и удельный расход тепла в цикле. удельный расход пара do –
количество пара в килограммах (кг) расходуемое в цикле на единицу (Дж или
кВт-ч) механической или электрической энергии (кгДж или кг кВт(ч).
Удельный расход пара на выработку 1 кВт(ч энергии do кгкВт(ч при
осуществлении идеального цикла Ренкина
если значения i взяты в кДж.
Величину (i = i1 – i2 называют располагаемым теплоперепадом.
Так как на выработку 1кг пара в цикле Ренкина расходуется теплота в
количестве i1 – i2 то удельный расход теплоты q кДжкВт(ч
q = do(i1 – i2). (1.162)
Термодинамический КПД цикла Ренкина повышается с увеличением
начального давления и начальной температуры и с уменьшением давления р2 в
конденсаторе. Удельный же расход пара при этих же условиях – уменьшается.
Величины входящие в формулу (1.160) определения КПД цикла а так же
величины входящие в формулу (1.161) удельного расхода пара (i1 i2 i(2)
могут быть найдены на диаграмме водяного пара в is-координатах (рисунок
для перегретого пара начальное состояние находится на пересечении изобары
для влажного пара – на пересечении изобары р1 и линии сухости х = хi;
для сухого насыщенного пара – в пересечении изобары р2 и верхней
Рисунок 1.42 – Определение энтальпии пара в процессах
цикла Ренкина в is-координатах
Проецируя точку 1 изображающую первоначальное состояние пара на ось
ординат находим энтальпию пара i1 а проведя из нее адиабату расширения
(прямую линию параллельную оси ординат) до конечной изобары р2 получим
точку 2 характеризующую состояние отработавшего пара (на выходе из
турбины). По этой точке находим энтальпию пара в конечном состоянии i2.
Отрезок прямой линии 1-2 в определенном масштабе дает значение величины
Чтобы найти энтальпию конденсата (воды) по температуре Т2
соответствующей конечному давлению р2 надо по изобаре р2 подняться до
верхней пограничной кривой (х =1). По значению изотермы проходящей через
точку пересечения изобары р2 с верхней пограничной кривой получим
температуру Т2 которой соответствует значение энтальпии i2(. значение i2(
определяется так же по таблицам насыщенного пара или по формуле:
где ср – удельная массовая теплоемкость; кДж(кг(К); ср = 419.
4.6 Цикл паровой компрессорной холодильной установки
В отличие от воздушных компрессорных холодильных установок
используемых для получения глубокого холода (с целью сжижения воздуха или
быстрой заморозки продуктов) для получения умеренного холода используют
холодильные установки с рабочим телом (хладагентом) с достаточно большой
теплотой парообразования и невысоким давлением насыщения при всех
температурах цикла. Таким требованиям удовлетворяет аммиак NH3 и фреоны -
искусственно синтезированные фторхлорпроизводные углеводородов.
Основное достоинство рассматриваемого цикла состоит в том что между
теплоотдатчиком и теплоприемником (рабочим телом) при осуществлении цикла
теплообмен будет происходить с рабочим телом находящимся в двухфазном
состоянии поэтому изобарное протекание этих процессов для рабочего тела
совпадает с изотермическим протеканием процессов.
Насыщенный пар аммиака или другого рабочего тела при температуре
близкой к температуре холодильной камеры 1 всасывается компрессором 2 и
адиабатно сжимается (процесс 1-2) при этом температура пара возрастает
(рисунки 1.43 1.44). Из компрессора пар поступает в конденсатор 3 где при
постоянном давлении он конденсируется (процесс 2-4) вследствие отнятия у
него теплоты q1 охлаждающей водой (воздухом). Полученный жидкий аммиак
поступает в редукционный вентиль 4 в котором он дросселируется (процесс 4-
) температура и давление его понижаются. Полученная смесь жидкости и
небольшого количества пара поступает в испаритель 1 где превращается в
сухой пар (процесс 5-1) воспринимая теплоту q2.
Рисунок 1.43 – Схема паровой компрессорной холодильной установки:
– холодильная камера (испаритель); 2 – компрессор;
– конденсатор; 4 – редукционный вентиль
Испаритель может размещаться непосредственно в холодильной камере 1
(как в бытовых холодильниках) или в промежуточных охладителях который
циркулирует в трубах расположенных в холодильной камере.
Работа затраченная на осуществление цикла определяется только
работой компрессора. При адиабатном сжатии работа в компрессоре lк = i2 –
На рисунке 1.44 эта работа определяется площадью 1-2-3-4-5-1.
Отводимое от охлаждаемого тела количество теплоты q2 соответствует
площади а-1-5-в- а. Так как процесс 5 -1 – изобарный то по абсолютной вели-
чине отводимая удельная теплота q2 равна
q2 = i1 – i5. (1.164)
холодильный коэффициент :
Рисунок 1.44 – Цикл паровой компрессорной установки
в pv- и Ts-координатах
4.7 Цикл абсорбционной холодильной установки
Цикл абсорбционной холодильной установки является разновидностью
холодильных циклов в которых используется хладагент в виде влажного пара.
От цикла паровой компрессорной холодильной установки он отличается способом
сжатия пара выходящего из испарителя.
В холодильной установке абсорбционного типа используется явление
абсорбции пара жидкости раствором. Абсорбция – процесс поглощения вещества
всем объемом поглощающего тела. Как известно пар чистого вещества может
быть поглощен (сконцентрирован) этим веществом в жидком состоянии лишь в
том случае если жидкость имеет температуру меньшую чем температура тела.
В отличие от чистых веществ растворы обладают способностью
абсорбировать (поглощать) пар раствора одного состава даже в том случае
когда температура жидкости выше температуры пара. Именно это свойство
раствора и используется в абсорбционных холодильных установках.
Температура кипения бинарного раствора при постоянном давлении зависит
от состава раствора. При этом температура кипения будет тем выше чем
больше в растворе доля компонента с более высокой температурой. Зависимость
температуры кипения бинарного раствора при постоянном давлении от состава
раствора изображается кривой линией в Tс координатах где с – массовая доля
высококипящего компонента (сплошная линия на рисунке 1.45).
Характерной особенностью растворов является то что пар получающийся
при кипении раствора имеет иной состав чем находящийся с ним в равновесии
жидкий раствор. Пар более богат низкокипящим компонентом. Кривая пара –
линия составов пара находящегося в равновесии с жидкостью изображена на
диаграмме в Тs-координатах пунктирной линией. Из диаграммы видно что при
Т1 в равновесии с жидким раствором состава см находится пар раствора
состава сN а при Т2 жидкому раствору состава сm соответствует пар состава
сn. Если теперь пар состава сn имеющий температуру Т2 привести в
соприкосновение с жидким раствором состава см при температуре Т1 по
отношению к которому пар состава сn является переохлажденным то очевидно
что пар будет конденсироваться (абсорбироваться жидким раствором). Давление
жидкости и пара в этом процессе одно и то же. Теплота парообразования
выделяющаяся в процессе абсорбции при Т1 отводится из раствора. Получается
раствор состава с причем сm с сn.
Рисунок 1.45 – Цикл абсорбционной холодильной установки
в холодильной установке абсорбционного типа схема которой изображена
на рисунке 1.46 в качестве одного из возможных хладагентов может
использоваться влажный пар аммиака. Жидкий насыщенный аммиак дросселируясь
в редукционном вентиле 1 от давления р1 до давления р2 охлаждается от
ратуры Т1 до Т2. Затем влажный пар аммиака поступает в испаритель 2 где
степень сухости пара увеличивается до х = 1 за счет притока тепла q2 от
охлаждаемого объекта. Сухой насыщенный пар аммиака при Т2 поступает в
абсорбер 3 куда подается также раствор аммиака в воде имеющий температуру
Т1. поскольку при одном и том же давлении вода кипит при значительно более
высокой температуре чем аммиак то легкокипящим компонентом в этом
растворе является аммиак.
абсорбирует пар аммиака;
тепло абсорбции qабс отводится
Рисунок 1.46 – Схема абсорбционной холодильной установки
Концентрация аммиака в растворе в процессе абсорбции увеличивается и
следовательно из абсорбера выходит обогащенный раствор (при Т2 ТN Т1 и
давлениии р2). С помощью насоса 4 повышающего давление этого обогащенного
раствора от р2 до р1 раствор подается в генератор пара 5 где за счет
тепла qпг подводимого к раствору от внешнего источника происходит
испарение раствора. Выделяющийся при этом пар значительно более богат
аммиаком чем раствор из которого он получается. Практически из раствора
выделяется аммиачный пар так как парциальное давление водяного пара в
газовой фазе при этих температурах ничтожно мало. Этот аммиачный пар при Т1
и давлении р1 поступает затем в конденсатор 6 где он конденсируется и
жидкий аммиак в состоянии насыщения направляется в редукционный клапан 1.
что же касается выходящего из парогенератора 5 раствора содержание аммиака
в котором значительно снизилось в результате выпаривания то этот бедный
аммиаком раствор дросселируется в редукционном вентиле 7 от давления р1 до
р2 и затем поступает в абсорбер 3 где он обогащается аммиаком за счет
абсорбируемого аммиачного пара.
Коэффициент теплоиспользования ( абсорбционной установки
где q2 – тепло отводимое из охлаждаемого объема;
qпг – тепло подводимое в генераторе аммиачного пара.
Современные установки непрерывного действия имеют коэффициент
использования теплоты = 04 06. безнасосные установки периодического
действия более просты но имеют малую холодопроизводительность и низкий
коэффициент использования теплоты.
Влажный воздух – это двухкомпонентная смесь состоящая из сухого
воздуха и водяного пара. свойства влажного воздуха необходимо знать при
исследовании процессов сушки материалов при расчетах охлаждения оборотной
циркуляционной водой а также при вентиляции помещений с избыточными
выделениями влаги и т. п.
Влажный воздух представляет собой один из частных случаев газовой
смеси. для практики представляет интерес влажный воздух при давлениях
близких к атмосферному и температурах от минус 50 (С до плюс 100 150 (С.
при этих параметрах сухой воздух может находиться только в газообразном
состоянии а вода – в газообразном жидком или твердом агрегатном
состояниях в зависимости от температуры смеси. Для рассматриваемых
параметров с достаточной для технических расчетов точностью можно
рассматривать водяной пар содержащийся во влажном воздухе как идеальный
газ так же как и сухой воздух. Поэтому влажный воздух как рабочее тело
подчиняется уравнению состояния идеальных газов
а давление влажного воздуха рв.в Па - закону Дальтона
где рв.в – давление влажного воздуха;
рс.в – парциальное давление сухой части воздуха;
рв.п – парциальное давление водяного пара.
Агрегатное состояние воды во влажном воздухе как термодинамической
системе видно на диаграмме в pv-координатах (рисунок 1.47). линия 1-2 на
этой диаграмме – изотерма а температуры в точках 1 и 2 равны между собой
(Т1 = Т2). пар с параметрами точки 1 – насыщенный пар и в этом состоянии
он имеет наибольшее давление (р1 = рмак) и наибольшую плотность (ρ1 = ρмак)
по сравнению с перегретым паром (точка 2) той же температуры. Поэтому в
насыщенном воздухе парциальное давление пара (рв.пнас) является
максимальным при данной температуре воздуха. в этих условиях в нем
содержится максимально возможное количество водяного пара на единицу
Пар состояние которого определяется в области лежащей правее линии
х = 1 является перегретым а воздух в этой области представляет собой
смесь сухого воздуха и перегретого пара. Если такой воздух охлаждать
например при постоянном давлении (линия 2-3) то при некоторой температуре
T3 он станет насыщенным (точка 3). Эта температура (T3) называется
температурой точки росы Tр (T3 = Tр).
Рисунок 1. 47 – Диаграмма в рv-координатах агрегатного состояния воды
Понижение температуры воздуха ниже Tр (линия 3-4) вызывает конденсацию
водяного пара (образуется туман выпадает роса).
агрегатное состояние водяных паров во влажном воздухе при атмосферном
давлении как термодинамической системе будет зависеть от температуры
смеси. с понижением температуры в соответствии с таблицей насыщенного
водяного пара уменьшается и парциальное давление пара а это как будет
показано ниже ведет к уменьшению содержания водяных паров в воздухе. при
отрицательных температурах часть воды (в виде тумана) может находиться в
твердой фазе так как мельчайшие капельки воды имеют свойство
переохлаждаясь сохранять жидкую фазу (туман в зимний период года) и при
встрече с ядром кристаллизации мгновенно замерзать.
Таким образом влага может находиться в воздухе в трех агрегатных
в виде перегретого и насыщенного пара;
в виде жидкой фазы (туман);
в виде твердой фазы (мельчайших кристалликов воды).
Смесь сухого воздуха и перегретого водяного пара – это ненасыщенный
влажный воздух. Смесь сухого воздуха и насыщенного водяного пара – это
насыщенный влажный воздух.
Характеристиками влажного воздуха являются:
абсолютная влажность D кгм3 – масса водяного пара Мв.п содержащегося в
единице объема воздуха V
относительная влажность ( % – отношение абсолютной влажности к максимально
возможной абсолютной влажности при данной температуре воздуха t (С
относительную влажность можно определить также отношениями
где ρ и рв.п – плотность и парциальное давление водяного пара;
ρнас и рнас – плотность и парциальное давление водяного пара
насыщенного влажного воздуха;
молярное влагосодержание х кмолькмоль – отношение массы водяного пара к
массе сухого воздуха с учетом их молярных масс
где в.п и в.в – молярные массы водяного пара и сухого воздуха (в.п =
016; с.в = 2896); тогда
влагосодержание d (г в.п)(кг с.в) –масса водяного пара Мв.п (в
граммах) содержащегося в единице массы сухого воздуха Мс.в.
если записать уравнения состояния отдельно для пара и сухого воздуха
входящих в объем влажного воздуха (Vв.в)
рв.пVв.п = Мв.пRв.пТв.п; (1.72)
рс.вVс.в = Мс.вRс.вТс.в (1.72а)
и почленно разделить одно уравнение на другое то получим
Учитывая что d = Мв.пМс.в а также то что Rс.в = 287 дж(кг(град)
Rв.п = 462 дж(кг(град) и рс.в = рбар – рв.п получим уравнение для
определения влагосодержания
из уравнения (1.173) видно что влагосодержание влажного воздуха d
зависит от парциального давления в нем водяного пара рв.п при одном и том
же барометрическом давлении рбар которое в свою очередь зависит от
температуры. Если влагосодержание во влажном воздухе сохраняется
постоянным а температура воздуха повышается то относительная влажность
воздуха будет уменьшаться так как с ростом температуры растет парциальное
давление насыщения водяного пара;
степень насыщения ( – отношение влагосодержания d к максимально возможному
влагосодержанию влажного воздуха при данной температуре dнас
Если температура влажного воздуха не слишком велика (tв.в ≤ 60 (С) то
влагосодержание насыщения тоже мало (dнас ≤ 30 г(кг с. в) и тем более
мало парциальное давление насыщения водяных паров (рв.п ≤ 45 кПа) по
сравнению с нормальным барометрическим давлением (рбар = 101325 кПа).
Поэтому считают что степень насыщения влажного воздуха равна относительной
Поскольку влажный воздух – термодинамическая система то она
оценивается следующими параметрами:
масса влажного воздуха Мв.в кг – сумма массовых долей сухого воздуха и
водяного пара во влажном воздухе
Мв.в = mс.вМв.в + mв.п Мв.в. (1.175)
если за массу сухого воздуха принять один килограмм mс.в = 1 кг а
массовую долю водяного пара выразить в килограммах через влагосодержание
mв.п = d(10 –3 так как влагосодержание [pic] тогда Мс.в = 1 кг а
Мв.п = d (10 –3 кг откуда следует:
Мв.п = 1 + d(10– 3 . (1.176)
Тогда Мв.в = 1 + 30(10 –3 103 кг следовательно в практических
расчетах Мв.в можно принимать как массу сухого воздуха с точностью до 3 %
Мв.в = Мс.в; (1.176а)
объем влажного воздуха Vв.в м3. Воздух занимает всегда конкретный объем
(помещения оборудования вентиляционных каналов) поэтому
Vв.в = Vс.в = Vв.п = V; (1.177)
так как доля водяного пара мала то в инженерных расчетах можно
но следует помнить что ρв.в ρс.в так как в.п с.в;
удельный объем vв.в м3кг
в инженерных расчетах можно принимать
vв.в = vс.в; (1.179б)
Тв.в = Тс.в = Тв.п = Т; (1.180)
давление рв.в Па по закону Дальтона
рв.в = рс.в + рв.п; (1.181)
молярная масса в.в кмоль
в.в = (rс.вс.в) + (rв.пв.п) (1.182)
где rс.в rв.п – объемные доли сухого воздуха и водяного пара.
Объемные доли могут быть выражены через отношение парциального
давления каждого компонента к давлению смеси газа (влажного воздуха) тогда
5.4 Тепловлажностые характеристики
Тепловлажностными характеристиками влажного воздуха являются:
удельная массовая изобарная теплоемкость ср кДж(кг(К) которую относят к
(1 + d(10– 3) килограмму влажного воздуха или к 1 килограмму сухого
воздуха равна сумме теплоемкостей массовых долей сухого воздуха и водяного
пара во влажном воздухе
св.в = mс.всв. в + mв.псв.в (1.183)
св.в = сс. в + (d(10 –3) св.п. (1.183а)
для инженерных расчетов можно принять
св.в сс. в 105; (1.183б)
удельная энтальпия i кДжкг равна сумме энтальпий массовых долей сухого
воздуха и водяного пара во влажном воздухе
iв.в = (1(iс.в) + (d(10–3 iв.п) (1.184)
iв.в = (сс.вТ ) + (d(10 – 3)( [(св.пТ ) + r)] (1.184а)
где r – удельная теплота парообразования кДжкг.
В системе измерений СИ:
iв.в = (105(Т) + (d(10 –3)( [(18(Т ) + 2 500)]. (1.185)
все параметры воздуха можно определить аналитически но в проектной
практике широкое распространение получил графоаналитический метод их
определения с помощью id-диаграммы влажного воздуха. Эта диаграмма была
предложена профессором Л.К. Рамзиным в 1918 г. и широко применяется в
расчетах систем вентиляции отопления кондиционирования воздуха (ВОК) и
В основу построения диаграммы легли два уравнения: влагосодержания
(1.173) и удельной энтальпии влажного воздуха (1.185)
iв.в = (105(Т) + (d(10–3)([(18(Т ) + 2 500)].
Диаграмма id графически связывает следующие параметры:
влагосодержание d г(кг с.в);
относительная влажность ( %;
парциальное давление водяных паров рв.п кПа.
По оси абсцисс откладывается влагосодержание d г(кг с. в) а по оси
ординат – удельная энтальпия влажного воздуха i кДж(кг с. в) и температу-
ра t (С. за начало отсчета удельной энтальпии принята нулевая точка в
которой d = 0 i = 0 t = 0.
При построении диаграммы принята косоугольная система координат так
как в такой системе область влажного ненасыщенного воздуха занимает большую
площадь диаграммы. Через точки на оси ординат проводят линии постоянной
удельной энтальпии (i = const) под углом 135 ( к линии постоянного
влагосодержания (d = const). После нанесения сетки из линий i = const и d =
const на диаграмму наносят линии постоянной температуры – изотермы (t =
const) и кривые постоянной относительной влажности (( = const). Уравнение
энтальпии показывает что изотермы – прямые линии. В нижней части диаграммы
нанесена линия парциальный давлений водяного пара рв.п кПа.
Кривая соответствующая ( = 100 % делит диаграмму на две части.
Справа от линии расположена область влажного ненасыщенного воздуха слева –
область влажного насыщенного воздуха.
Два любых параметра определяют на диаграмме точку тепловлажностного
состояния воздуха по которой можно найти остальные параметры.
Кроме того по диаграмме можно найти параметры насыщения:
температуру насыщения при d = const то есть температуру точки
температуру насыщения при i = const то есть температуру мокрого термометра
парциальное давление насыщения водяными парами воздуха при
По двум любым параметрам на диаграмму наносится точка которая
характеризует тепловлажностное состояние данного воздуха и по этой точке
можно определить все остальные параметры (рисунок 1.48).
Например возьмем точку А с параметрами воздуха: t = 20 (С ( = 50 %.
Находим следующие параметры воздуха: i 39 кДжкг d 73 г(кг с. в).
опускаясь от точки А вниз по d = const до линии парциального давления
пара далее по горизонтали определим парциальное давление водяного пара
воздуха рв.п = 118 кПа. Для определения [pic] из точки А идем по линии
t = const до пересечения с кривой ( = 100 % затем опускаясь по d = const
до линии парциального давления водяного пара далее по горизонтали
определим парциальное давление насыщения водяного пара воздуха рв.п = 16
кПа. Движение от точки А по i = const до кривой ( = 100 % и далее по t =
const даст температуру мокрого термометра tм = 137 (С а движение по d =
const до пересечения с кривой ( = 100 % и далее идя по t = const покажет
температуру точки росы
Диаграмма id применяется в расчетах в вентиляции и кондиционирования
Основные процессы протекающие в вентиляции (рисунок 1.48):
нагрев воздуха (в калориферах и объеме вентилируемого помещения) и
охлаждение воздуха (в теплообменниках и объеме вентилируемого помещения)
при d = const (1-2 – нагрев 1-3 – охлаждение);
увлажнение (в форсуночных камерах и объеме вентилируемого помещения) –
адиабатный процесс при
смешение двух состояний воздуха 1 и 4 (в приточной камере и объеме
вентилируемого помещения). Точка смеси 8 делит отрезок прямой соединяющей
эти состояния (1-4) на части обратно пропорционально массовым расходам
воздуха в точках 1 и 4.
изменение тепловлажностного состояния воздуха (переход от одного
состояния в другое) идет по лучу процесса (угловому коэффициенту).
Рисунок 1.48 – Отображение процессов происходящих в вентиляции:
-2 – нагрев при d = 1-3 – охлаждение при d = 4-6 –
охлаждение и увлажнение при i = const (адиабатный процесс) до температуры
мокрого термометра tм; 4-5 – охлаждение при d = const до температуры точки
-8-4 – смешение воздуха двух состояний (1 и 4) до состояния 8; 9-10 –
построение изменения тепловлажностного состояния воздуха от начального
состояния 9 по лучу процесса ( = А до искомой точки 10.
Аналитически луч процесса выражается через тепловлажностное отношение
где Qп – избыток полной теплоты кДж определенной из теплового баланса
в помещении; Мн2о – масса водяного пара кг.
На диаграмме показывает отношение изменения энтальпии воздуха к
изменению влагосодержания
если iн = 0 тогда dн = 0
следовательно все лучи процессов на диаграмме исходят из нулевой точки.
Диапазон на id-диаграмме лежит в пределах от + до – . На
диаграмме показаны только направления лучей процессов (для того чтобы не
затенять диаграмму).
Изменение i и d могут происходить при различных значениях Qп и Мн2о.
Однако новые значения расположены на диаграмме параллельно друг другу.
Чтобы построить луч процесса необходимо:
вычислить тепло-влажностное отношение кДж(кг вл.) по формуле (1.186а);
найти луч процесса на диаграмме соответствующий этому значению ;
восстановить луч процесса на диаграмме соединив искомый луч с нулевой
через искомую точку провести линию параллельную этому лучу.
Для определения воздухообмена в помещении при одновременном
поступлении в его объем избыточного тепла и влаги (при общеообменной
смешивающей вентиляции) удобно пользоваться значением тепловлажностного
Причем если ≥ 8200 то расчет воздухообмена необходимо вести только
на разбавление избыточного тепла.
При ≤ 2400 расчет воздухообмена ведут только на разбавление
Использовать тепловлажностное отношение в расчетах воздухообменов
следует только если 8200 ≥ ≥ 2400.
основы теплопередачи
1 Основы теории теплообмена
1.1 Основные понятия и определения
Теплообмен характеризуется изменением температуры по координатам
пространства и во времени
t = f (x y z ) (2.1)
где х у z – координаты пространства;
Совокупность значений температуры во всех точках какой-либо
пространственной области в данный момент времени называют температурным
полем. Если температурное поле изменяется во времени его называют
нестационарным а если не изменяется то стационарным полем.
Точки пространств имеющие в рассматриваемый момент времени одинаковую
температуру и образующие некоторую поверхность называют изотермической
Интенсивность теплообмена характеризуется такими понятиями как
тепловой поток и плотность теплового потока или поверхностный тепловой
поток. Тепловой поток – это количество теплоты проходящее в единицу
времени через некоторую произвольную поверхность Q Вт (Джс). Плотность
теплового потока (поверхностный тепловой поток) – это тепловой поток
отнесенный к единице поверхности q Втм2.
где F – площадь поверхности м2 через которую походит тепловой поток Q.
1.2 Способы распространения теплоты
Теплопередача или теплообмен – это необратимый самопроизвольный
процесс переноса теплоты в пространстве с неравномерным распределением
температуры. Он происходит вследствие обмена внутренней энергией между
отдельными элементами областями рассматриваемой среды в ходе которого
теплота переходит из более нагретых ее мест в менее нагретые.
Перенос теплоты осуществляется тремя способами: теплопроводностью
конвекцией и тепловым излучением.
Теплопроводность – это молекулярный перенос теплоты в пространстве за
счет индивидуального движения частиц составляющих вещество (хаотического
поступательного колебательного вращательного) в котором происходит
теплообмен. Этот процесс возможен в газообразных жидких и твердых средах.
Конвекция – это перенос теплоты в пространстве движущимися макро
объемами жидкости или газа в том или ином направлении. Перенос теплоты
неразрывно связан с переносом самой среды. Различают естественную
конвекцию происходящую естественным путем и вызванную чаще всего разностью
плотностей среды в разных ее частях и вынужденную конвекцию
обусловленную действием какого-либо исполнительного механизма (насоса
вентилятора и т. д.).
В технике и в быту часто происходят процессы теплообмена между
различными жидкостями (средами) разделенными твердой поверхностью где
происходит совместное действие конвекции и теплопроводности и такой
теплообмен называют конвективным теплообменом или теплоотдачей.
Теплообмен излучением – это теплообмен обусловленный превращением
части внутренней энергии одного вещества в энергию излучения переносом ее
в пространстве и поглощением другим веществом. В данном случае перенос
теплоты в пространстве происходит посредством электромагнитных волн.
1.3 Теплопроводность
Основной закон передачи теплоты теплопроводностью – закон Фурье (1822
г.) который устанавливает прямую зависимость поверхностного теплового
потока q и температурного градиента:
q = – (λ(qrad t) (2.3)
где λ – коэффициент пропорциональности или коэффициент теплопроводности
Вт(м·K) который численно равен тепловому потоку в 1 Вт при градиенте
температур в 1 градус через поверхность толщиной в 1 м; qrad t – разность
температур двух соприкасающихся поверхностей град или вектор
направленный в сторону повышения температур.
Знак минус в формуле (2.2) означает встречное направление векторов
градиента температур и теплового потока.
Величина λ зависит от температуры плотности влажности материала.
Значения коэффициента λ приведены в теплотехнических справочниках а
для строительных материалов – в СП 23-101-2004 (приложение Д).
Наибольшая теплопроводность у металлов у которых коэффициент
теплопроводности λ = 3 450 Вт(м·K). коэффициент теплопроводности
неметаллов (диэлектриков) λ = 0023 29 Вт(м·K) причем меньшие значения
характерны для строительных и теплоизоляционных материалов. Для жидкостей
λ = 007 07 Вт(м·K) а для газов λ = 0006 06 Вт(м·K).
В практических расчетах часто встречается случай стационарной
теплопроводности в плоской однослойной и многослойной стенке.
Стационарная теплопроводность в плоской стенке
Рассмотрим плоскую однослойную стенку толщиной м одна поверхность
стенки имеет температуру tст1 = const другая – tст2 = const причем
tст1 > tст2. поверхностный тепловой поток через стенку q Втм2 будет
направлен от tст1 к tст2 (рисунок 2.1).
[pic]Запишем уравнение (2.3) в следующем виде:
Решая это уравнение находим температуру
где с – постоянная интегрирования на границе стенки.
рисунок 2.1 – стационарная теплопроводность в плоской стенке:
а – однослойная стенка; б – многослойная стенка (3 слоя)
если х = 0 то t = t ст1 и с = t ст1;
если х = то t = t ст2 и с = t ст1.
где Rλ – термическое сопротивление плоской однослойной стенки (слоя)
Из уравнения (2.5) следует что в плоской однородной стенке при
стационарной теплопроводности температура распределяется по линейному
закону причем угловой коэффициент прямой линии равен (( и определяет
интенсивность падения температуры.
Схема стационарной теплопроводности в плоской многослойной стенке
показана на рисунке 2.б. для этого случая на основе закона Фурье можно
записать следующее уравнение для поверхностного теплового потока:
где tст.1 tст. n + 1 – температуры на поверхностях стенки; n – число слоев
λi – коэффициент теплопроводности i-го
слоя стенки Вт(м·K); Rλi –термическое сопротивление i-го слоя стенки (м2
·K)Вт; Rλ – полное термическое сопротивление многослойной стенки (м2
Q – тепловой поток Вт; F – площадь поверхности стенки м2.
Стационарная теплопроводность в цилиндрической стенке
Этот случай теплопроводности также часто встречается при расчетах
тепловых потоков через цилиндрические корпуса обогреваемых или охлаждаемых
аппаратов через стенки трубопроводов и наложенный на них слой
теплоизоляции и т. д.
На рисунке 2.2 показана схема стационарной теплопроводности в
неограниченной стенке имеющей внутренний диаметр d1 = 2r1 и наружный
d2 = 2r2. на внутренней поверхности стенки поддерживается температура
tст.1 = const а на наружной – tст.2 = const причем tст.1 > tст.2. под
действием температурного перепада возникает постоянный тепловой поток Q =
const направленный по радиусу цилиндра.
Рассматривая этот процесс на основе закона Фурье получаем уравнение
для теплового потока
где – длина стенки м.
Рисунок 2.2 – Стационарная теплопроводность в цилиндрической стенке
при расчете через однослойную стенку часто используют понятие линейной
плотности теплового потока q за которую принимают величину q = Q.
Тогда уравнение (2.11) запишем в следующем виде
где [pic] – линейное термическое сопротивление теплопроводности однослойной
цилиндрической стенки (м2·K)Вт.
Для многослойной цилиндрической стенки уравнение (2.12) примет вид:
где [pic] – термическое сопротивление для i-го слоя (м2·K)Вт.
Из уравнений (2.11) - (2.13) стационарной теплопроводности через
цилиндрическую стенку видно что распределение температуры по радиусу в
пределах слоя происходит по логарифмическому закону.
При d2d1 ≤ 15 кривизной стенки можно пренебречь и использовать
формулу (2.6) для плоской стенки полагая что = r2 – r1 и [pic] тогда
формула (2.10) примет вид
При этом погрешность не превысит 15 %.
1.4 Конвективный теплообмен
Часто встречается разновидность конвективного теплообмена –
теплоотдача. Поверхность раздела участвующая в теплоотдаче называют
поверхностью теплообмена или теплоотдающей поверхностью.
Для конвективного описания теплоотдачи используют основной закон
конвективного теплообмена – закон Ньютона-Рихмана который гласит:
плотность теплового потока пропорциональна разности температур поверхности
теплообмена и жидкости
q = αкtст – tж (2.16)
где αк – коэффициент пропорциональности то есть коэффициент теплоотдачи
конвекцией Вт(м2·град);
tст tж – температура поверхности теплообмена и жидкости град.
Тепловой поток по всей поверхности площадью F
Q = αкtст – tжF. (2.17)
Разность температур tст – tжв уравнениях (2.16) и (2.17) называют
температурным напором и всегда принимают по модулю для того чтобы величины
Q и q были положительны.
физический смысл коэффициента теплоотдачи αк - количество теплоты
Q Вт передаваемое за счет теплоотдачи через единичную площадь поверхности
теплообмена F = 1 м2 в единицу времени =1 с при температурном напоре
равном единице t = 1 град то есть
Коэффициент теплоотдачи αк зависит от:
физических свойств жидкости: вязкости плотности коэффициента объемного
расширения температуры;
геометрических характеристик и температуры теплоотдающей поверхности;
режима движения жидкости (ламинарного или турбулентного) относительно
поверхности теплообмена.
Величину численно равную обратному значению коэффициента αк называют
внешним термическим сопротивлением Rα (м2·град)Вт
Ламинарный режим движения характеризуется спокойным струйчатым
движением жидкости турбулентный – неупорядоченным вихревым движением
жидкости. Изменение режима движения жидкости происходит при некоторой
критической скорости vкр мс и характеризуется числом Рейнольдса которое
представляет собой отношение сил инерции к силам вязкого трения
[pic] – кинематическая вязкость жидкости м2с.
Коэффициент теплоотдачи α определятся опытным путем или с
использованием критериальные уравнения подобия.
В конвективном теплообмене определяющим критерием подобия является
число Нуссельта Nu содержащее искомый коэффициент α
где λ – теплопроводность жидкости Вт(м·град).
Число Нуссельта можно представить так
Из соотношения (2.22) видно что число Нуссельта представляет собой
отношение термического сопротивления теплопроводности Rλ стенки толщиной
к термическому сопротивлению теплоотдачи конвекцией Rα.
При вынужденной конвекции определяющими критериями являются числа
Рейнольдса Re Прандтля Pr Пекле Pe
Критериальная зависимость для расчета коэффициента αк
Nu = f (Re Pr). (2.24)
При естественной конвекции определяющими критериями являются числа
Прандтля Pr и Грасгофа Gr
Число Грасгофа выражает отношение подъемной силы возникающей из-за
разности плотностей жидкости у поверхности и вдали от нее к силам
Критериальное уравнение для расчета коэффициента αк
Nu = f (Gr Pr). (2.26)
Часто встречающийся на практике случай конвективного теплообмена –
теплоотдача при кипении жидкостей (например при кипении воды в паровых
котлах). Возможны пузырьковый и пленочный режимы кипения.
При пузырьковом режиме кипения на греющей поверхности образуются
увеличиваются в объеме затем отрываются разобщенные пузырьки пара вместо
которых возникают новые. такой режим кипения приводит к увеличению
коэффициента теплоотдачи α за счет увеличения разности температур на
греющей поверхности и температуры насыщенного пара (t = tст – tнас. п) и
за счет того что отрывающиеся пузырьки пара турбулизируют тепловой
пограничный слой. Такая интенсификация теплообмена происходит до первого
критического значения разности температур tкр.1 которой соответствует
первая критическая плотность теплового потока qкр.1. при t > tкр.1
пузырьки пара на греющей поверхности сливаются в сплошную пленку пара и
этим ухудшают теплообмен. При достижении t = tкр.2 пленка пара покрывает
всю поверхность теплообмена и наступает пленочный режим кипения. При таком
режиме кипения коэффициент теплоотдачи α и плотность теплового потока
принимают минимальное значение – это вторая критическая плотность теплового
потока qкр.2 и второе критическое значение разности температур tкр.2.
режим кипения в интервале разности температур t = tкр.1 tкр.2 называют
переходным режимом кипения от пузырькового к пленочному режиму. В
практических условиях работы парогенераторов необходимо обеспечивать режим
кипения отвечающий условию t > tкр.1 так как кипение в пленочном режиме
характеризуется высоким значением температуры стенки греющей поверхности
что приводит к быстрому ее прогару и разрушению.
Другой часто встречающийся в практике случай конвективного
теплообмена сопровождающийся изменением агрегатного состояния вещества –
теплоотдача при конденсации пара соприкасающегося с холодной поверхностью
(например конденсация водяного пара в теплообменниках паровых калориферах
и отопительных приборах). Существует пленочная и капельная конденсация.
Пленочная конденсация возникает на поверхности (лиофильная поверхность) на
которой образуется сплошная пленка конденсата. Капельная конденсация имеет
место на плохо смачивающейся поверхности (лиофобная поверхность). обычно в
производственных условиях имеет место пленочная конденсация пара при
которой коэффициент теплоотдачи α меньше чем при капельной так как пленка
конденсата создает дополнительное сопротивление теплопередаче.
1.5 Лучистый теплообмен
Лучистый теплообмен – перенос теплоты при помощи электромагнитных волн
между телами разделенными лучепрозрачной средой (воздухом). Тепловая
энергия превращаясь на поверхности тела в лучистую энергию передается
через лучепрозрачную среду на поверхность другого тела где вновь
превращается в тепловую энергию. Основной закон теплообмена излучением
определяется законом Стефана – Больцмана установленнм в 1879 году
экспериментально и в 1881году – теоретически и фиксирующим связь между
плотностью теплового потока лучистой энергии (излучательной способностью)
абсолютно черного тела qо Втм2 с температурой T K.
где Со – коэффициент излучения абсолютно черного тела Вт(м2·К4) Со =
qo – удельный тепловой поток серого тела Вт(м2((К4);
а – степень черноты серого тела а = qqо а = 005 (чистые стальные и
чугунные поверхности при t = 20(C) а = 093 (красный кирпич при t =
(C) а = 091 (оштукатуренная известью поверхность при t =
По закону Стефана – Больцмана тепловой поток Qл Вт излучаемой
поверхностью F1 м2 имеющей абсолютную температуру T1 К на поверхность
F2 м 2 с температурой T2
где Cпр – приведённый коэффициент излучения системы тел между которыми
происходит лучистый теплообмен Вт(м2(К4) Спр = 49 (для
поверхностей в помещении);
(1–2 – безразмерный коэффициент облученности показывающий долю
лучистого теплового потока приходящегося на поверхность F2 от всего
потока излучаемого поверхностью F1 (1–2 = 1 (если в помещении одна
поверхность наружного ограждения обменивается излучением с внутренними
поверхностями помещения).
Обычно для расчета используют более простую формулу по аналогии с
Qл = (л(t1– t2) (2.28)
где [pic] – коэффициент лучистого теплообмена на поверхности F1 Вт (м2
t1 t2 – температуры поверхностей между которыми происходит
b1–2 – температурный фактор; в пределах обычного диапазона температур
для любых поверхностей b1–2 = 081 + 0005(t1 – t2).
Для уменьшения теплообмена излучением используют защитные экраны
например в воздушных прослойках наружных ограждений рисунок 2.3. Для
экранов используют материалы с малой поглощательной способностью
(никелированный стальной лист А = 005; полированный алюминиевый лист
Рисунок 2.3 – Схема применения экрана
Теплопередача – это процесс теплообмена между двумя средами через
разделяющую их стенку или через поверхность физического раздела между ними.
Посредством теплопередачи осуществляется теплообмен:
воздуха помещений с наружным воздухом через ограждающие конструкции зданий;
в системах отопления;
в теплообменных аппаратах.
2.1 теплопередача через ограждающие конструкции зданий
рассмотрим теплопередачу через наружную ограждающую многослойную
конструкцию здания рисунок 2.4. считаем что процесс теплопередачи
стационарный (установившийся) то есть тепловой поток передаваемый через
конструкцию постоянный.
Введем следующие обозначения:
tв tн – температуры по обе стороны ограждения (расчетные температуры
внутреннего и наружного воздуха в холодный период года) ºС;
tст.1 tст.2 tст.3 tст.4 – температуры поверхности конструкции
примем tв > tн. согласно условию стационарности процесса имеем
qв = qλ1 = qλ2 = qλ3 = qн = q.
Рисунок 2.4 – распределение температур в толще ограждения
в теплообмене через ограждающие конструкции зданий передача тепла
конвекцией и излучением между воздушной (газообразной) средой и
поверхностью ограждения происходит параллельно поэтому в расчетах
используют результирующий коэффициент теплоотдачи (рез = (к + (л который
для строительных конструкций зданий задается в СНиП 23-02-2003 «Тепловая
(в – коэффициент тепловосприятия от внутреннего воздуха к внутренней
поверхности ограждений (таблица 7);
(н – коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности ограждения к наружному
воздуху (таблица 8).
Теплопередачу через наружные ограждения здания можно представить тремя
от внутреннего воздуха к внутренней (горячей) поверхности
qв = (в(tв – tст.1); (2.30)
теплоотдача теплопроводностью внутри плоской стенки
от внешней (холодной) поверхности к наружному воздуху
qн = (н(tст.4 – tн). (2.32)
Сложив почленно уравнения (2.30) (2.31) (2.32) и выразив q получим
уравнения теплопередачи через наружную ограждающую конструкцию здания
q = (tв – tн)(к; (2.33а)
где Rо – сопротивление теплопередаче ограждения (м2град)Вт;
к – коэффициент теплопередачи ограждения Вт(м2град) численно
равный тепловому потоку в 1 Вт проходящему через 1 м2 поверхности
ограждения при температурном перепаде в 1град.
Из уравнений (2.30) (2.31) (2.32) получим уравнения для определения
температур в рассматриваемом сечении «х» ограждения
где (Rох – сопротивление теплопередачи от внутренней поверхности плоской
стенки до рассматриваемого сечения x (м2((С)Вт.
Температуру в толще ограждения в произвольном сечении «х» можно
определить графоаналитическим способом если построить сечение ограждения в
масштабе сопротивлений теплопередаче рисунок 2.5
2.2 теплообменные аппараты
Устройства предназначенные для передачи теплоты от одной среды к
другой называют теплообменными аппаратами или теплообменниками.
Среды участвующие в процессе теплообмена называют теплоносителями.
По принципу действия и конструктивному исполнению теплообменники
подразделяются: на поверхностные контактные (смесительные) и с внутренним
Поверхностные теплообменники – устройства в которых процесс передачи
теплоты связан с поверхностью твердого тела то есть теплообмен от одной
среды к другой происходит через разделительную стенку. Они в свою очередь
разделяются на рекуперативные и регенеративные теплообменники.
Рисунок 2.5 –Схема определения температуры в толще ограждения
графоаналитическим методом
Рекуперативные теплообменники – такие устройства где два
теплоносителя с различными температурами текут в пространствах разделенных
твердой стенкой (калориферы отопительные приборы конденсаторы
Регенеративные теплообменники – устройства в которых одна и та же
поверхность нагрева через определенные промежутки времени омывается
попеременно то горячей средой то холодной средой (воздухоподогреватели
мартеновских и доменных печей). Передача теплоты осуществляется с помощью
специального аккумулятора теплоты – насадок (керамических тел
металлической стружки гофрированной ленты и т. д.) которая поочередно и
омывается то горячим то холодным теплоносителем.
Смесительные теплообменники – устройства в которых процесс
тепломассообмена происходит при непосредственном соприкосновении и
перемешивании теплоносителей (градирни деаэраторы).
Теплообменники с внутренними источниками теплоты – устройства с одним
теплоносителем в котором отводится теплота выделенная в самом
теплообменнике (электронагреватели ядерные реакторы).
Наиболее часто в практике встречаются рекуперативные теплообменники.
Простейшим представителем рекуперативного теплообменника является
теплообменник «труба в трубе» (рисунок 2.6) в котором один из
теплоносителей проходит по внутренней трубе второй – кольцевом зазоре
между трубами. Этот теплообменник применяют при небольших значениях
передаваемого теплового потока Q (местное горячее водоснабжение) так как в
противном случае он становится громоздким и металлоемким.
Рисунок 2.6 – Теплообменник типа «труба в трубе»:
– внутренняя труба; 2 – наружная труба; 3 – соединительная труба;
– соединительный штуцер; I II – теплоносители
Другой наиболее распространенный тип рекуперативного теплообменника –
кожухотрубный теплообменник принципиальное устройство которого показано на
Теплообменник представляет собой трубу большого диаметра (кожух 1) к
торцам которого приварены диски 3 с соосными отверстиями (трубные доски или
решетки) в отверстиях трубных решеток на всю длину кожуха вставлены трубы
малого диаметра 2 приваренные или привальцованные к трубным решеткам.
каждая из трубных решеток закрыта снаружи крышкой. К кожуху и крышкам
приварены штуцера I и II для подачи и отвода теплоносителей один из
которых проходит по трубному пространству теплообменника (I) а другой – по
межтрубному пространству (II).
Рисунок 2.7 – Кожухотрубный теплообменник:
– кожух; 2 – труба; 3 – трубная решетка; 4 – штуцер;
– днище; 6 – опорная лапа; I II – теплоносители
преимущества кожухотрубного теплообменника:
возможность развивать большие поверхности теплообмена;
удобство в эксплуатации;
технологичность в изготовлении.
Недостаток его – затрудненная очистка межтрубного пространства.
к рекуперативным аппаратам также относится пластинчатый теплообменник.
он представляет собой собранный в пакет набор гофрированных пластин
(рисунок 2.8) омываемых с одной стороны горячим теплоносителем с другой –
Рисунок 2.8 – пластина пластинчатого теплообменника:
2 – отверстия для прохода теплоносителя I II
Гофрировка пластин обеспечивает турбулизацию потоков и как следствие
высокие значения коэффициентов теплоотдачи. Этот теплообменник
высокой интенсивностью теплообмена;
доступностью поверхности теплообмена для чистки разборных теплообменников.
В зависимости от взаимного направления движения теплоносителей (сред)
теплообменники рекуперативного типа подразделяются на прямоточные
противоточные и перекрестные. В прямоточных теплообменниках теплоносители
движутся в одном направлении. В противоточных теплообменниках теплоносители
движутся в противоположных направлениях. В перекрестных теплообменниках
теплоносители движутся в перекрестном направлении.
Теплообменники на базе радиаторов относятся тоже к рекуперативным
теплообменникам где горячий теплоноситель - вода а холодный теплоноситель
– воздух. Достоинство таких аппаратов заключается в малом сопротивлении
проходу воздуха что позволяет применять его в приточных системах
вентиляции с естественным побуждением движения воздуха. недостаток –
большая металлоемкость и большие габариты.
Если радиаторы устанавливаются в горизонтальном канале то для лучшего
омывания воздухом поверхности калорифера они смещаются относительно друг
друга и заключаются в кожух (рисунок 2.9). если калорифер устанавливается
в вертикальном канале радиаторы устанавливаются наклонно в форме
двухскатной крыши (рисунок 2.10).
Рисунок 2.9 – Схема установки радиаторов в горизонтальном канале
Тепловой расчет рекуперативного теплообменника заключается в
определение теплового потока Q Вт передаваемого холодному теплоносителю;
определение расхода горячего теплоносителя М кгс;
определение требуемой поверхности теплообмена F м2.
Рисунок 2.10 – Схема наклонной установки радиаторов в вертикальном канале
s3' (v) s3(p) s2(p) s2' (v) s
Холодный источник теплоты T2
Горячий источник теплоты T1
s кДж(кг(K) кДж((кг)
s5-6 s3-4 s1-2 s кДж(кг(K)
Рисунок 1.16 – Основные процессы в pv-координатах:
– процессы с подводом тепла; – процессы с отводом тепла; –
процессы без теплообмена
Рисунок 1.17 – Основные процессы в Ts-координатах:
– процессы с подводом тепла; – процессы с отводом
тепла; – процессы без теплообмена

5.frw

мой.cdw

Схема приточной камеры
Принципиальная схема вентиляции
Аксонометрическая схема
вентиляционной системы
ЧГАУ. ЭАСХП. гр.304. кафедра ТВГС.

кам.frw