热负荷分析范文

热负荷分析范文（精选8篇）

热负荷分析 第1篇

1 供暖热负荷的计算

供暖热负荷包括:围护结构耗热量Q1(W)、冷风渗透耗热量Q2(W)、外门开启冲入冷风耗热量Q3(W)。

1.1 围护结构耗热量Q1

式中:Qj=KF(tn-tw)a—基本耗热量(W) (2)

K——围护结构的传热系数(W/M2.℃)

F——围护结构的散热面积(M2)

tn-室内空气计算温度(℃)

tw-室外供暖计算温度(℃)

a——温差修正系数

βch——朝向修正系数;

βf——风力修正系数;

βli——两面外墙修正系数;

βm——窗墙面积比过大修正率;

βfg——房高附加

βj——间歇附加

1.2 冷风渗透耗热量Q2(W)`

式中:Cp——干空气的定压质量比热容(KJ/kg.o C)

ρw——室外温度下的空气密度(kg/M3)

V——渗透空气的体积流量(M3/h)V=∑(Ll M) (4)

l——房间某朝向上的门窗缝隙长度(M)

L——每米门窗缝隙的基准渗透风量M3/h.m)

M——门窗缝隙的渗风量综合修正系数;

tn、tw——室内外供暖计算温度℃;

1.3 外门开启冲入冷风耗热量Q3(W)

此耗热量Q3可以外门基本耗热量为基准,按外门类型与特征附加百分比或倍了率计算。

则供暖热负荷

若按上述公式精确计算热负荷,则就可以能够满足热用户室内温度的需要。

1.4 供暖热负荷按面积热指标估算法

式中:Q——供暖热负荷(W)

A——采暖建筑面积(M2)

q——供暖热指标(W/M2),根据《城市热力网设计规范》建筑物供暖热指标推荐值确定。

2 供热中供暖热负荷的差异

根据上述公式计算一户热负荷,累计出一栋楼热负荷,再累计出一个热力在站热负荷,以至于累计出整个供热管网供暖热负荷,以此为依据,根据热源匹配情况,以热用户室内温度达标为标准,即可绘制出科学经济的热力管网供热调节运行曲线图。然而在供热中却出现了供暖热负荷与热用户实际热负荷的差异,即热用户室内温度未能达到供热标准或热用户室内温度过高过热,出现了顶层、冷山热用户不达标、节能住宅与非节能住宅及地热采暖形式热用户过热现象,当然热负荷差异的因素很多,具体有以下几点:

2.1 围护结构的低限传热阻导致热负荷发生差异

个别用户围护结构内表面温度τn未能满足内表面不出现结露现象的使用要求,室内空气与内表面之间的温差未能满足人体卫生的要求。出现了内表面温度过低情况,即总传热阻Ro低于按冬季保温要求确定的低限传热阻Romin(Ro>Romin)。

式中:Ro、Rn——围护结构的总传热阻和内表面换热阻(M2.℃/W)

tw、τn、tn——室外空气温度、围护结构内表面温度和室内空气温度(℃)

a——温度修正系数

Romin——外围护结构低限传热阻(M2.℃/W)

△ty——供暖室内计算温度与围护结构内表面温度的允许温差(℃)

Tw.e——围护结构冬季室外计算温度(℃)

2.2 热惰性指标D值导致的热负荷的差异

传热计算虽按稳定传热计算,但实际上室外气温并非固定不变,随着室外气温的波动,围护结构内表面温度τn也将随之产生波动;热惰性不同的围护结构对室外温度波幅衰减能力也不同,在同样的室外温度波动下,围护结构热惰性愈大,则其内表面温度波动就愈小。

即:

式中:D——热惰性指标

Ri——各层材料的传热阻(M2.℃/W)

Si——各层材料的蓄热系数(W/M2.℃),空气间层S=O

就是说,蓄热系数大则热惰性指标愈大,内表面温度波动也小,用户室内温度易达到供热标准,否则,过大则用户室内温越高而过热。

2.3 同样围护结构墙体用户,由于房间位置的不同导致热负荷的差异。对于节能住宅用户,在满足底层中间层情况下,顶层、冷山用户则达不到供热标准。对于非节能住宅用户同样存在满足底层、中间层情况下,顶层、冷山用户则达不到供热标准。

2.4 同一栋楼或同一热力站区域用户,由于节能住宅和非节能住宅的存在,在满足节能住宅用户热负荷的情况下,非节能住宅达不到所需热负荷,即室内温度不达标导致供暖热负荷的差异。

2.5 由于按面积热指标估算用户供暖热负荷,导致节能住宅用户供暖热负荷过高,非节能住宅用户所需热负荷不足,产生供暖热负荷的差异。

3 供暖热负荷差异产生的影响

供热中由于供暖热负荷不足用户,室内温度不达标,则私改采暖设施、加泵、加水嘴子防水,导致热力网不稳定不安全运行,而且影响其他用户的室内温度,为解决这一问题,供热单位可采取以下措施办法:

第一,可提高供暖运行参数使之达标,这样必然增加供热运行成本,即水、电、煤及设备维护费用增加。

第二,对某热力站区域个别用户供暖热负荷不足的情况,也需增大循环水泵流量,增加换热器面积,既而增加设备投资及电耗。

第三,对供暖热负荷不足用户对其室内外采暖系统进行扩径改造,室内系统增加散热器面积,造成工程费用投资增加。

第四,对采取上述措施仍未达标的用户,还需建议用户对外墙进行保温处理,才能满足用户需求。

结束语

供热中供暖热负荷的差异给热用户带来不必要的麻烦和经济损失,也导致供热单位运行成本、维护费用、工程投资的增加,社会效益及经济效益都有所损害,得不偿失,意义深远,科学确定热负荷,供热经济运行,是我们今后工作的目标和重点。

参考文献

[1]贺平,孙刚.供热工程[M].北京:中国建筑工业出版社,1993.

[2]陆耀庆.实用供热空调设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社,1997.

[3]朱林.暖通空调常用数据手册[M].北京:中国建筑工业出版社,2004.

热负荷分析 第2篇

资料显示，公司主要从事工业专用装备和大型特殊钢精锻件的研发、生产、销售和服务，产品广泛应用于石油、电力、化工、船舶、冶金、机械、军工等重大装备制造业。公司是国内最早开发石油钻具产品的企业之一，尤其是无磁钻具占全国60%的市场份额，其中，特种产品为相关军工企业提供服务。

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热负荷分析 第3篇

建筑空调节能的研究方向可大体归纳为两个途径:1)从源头上减少空调冷负荷。如通过建筑节能设计,加强围护结构的遮阳隔热性能,减少由围护结构造成的冷负荷等措施;2)提高空调系统效率,降低电耗。

为了进行夏热冬暖地区建筑围护结构空调冷负荷分析,文中以广州较为典型的公共建筑(南北朝向)为参考建筑,进行讨论分析,其基本参数见表1,其围护结构构成见表2。计算用的气象参数来源于文献[1]提供的广州市典型气象年参数。同时为了便于分析比较,对常用的几个名词做了定义,见表3。

1 外墙热工性能对冷负荷的影响

外墙对于空调负荷影响比较大的热工参数包括:热惰性指标D,传热系数K,表面吸收率ρ。它们都对外墙热传递的得热量起作用,即它们都影响外墙冷负荷的大小。其各个朝向的全年动态冷负荷统计结果见表4。

W/m2

从这些图表可以看出,在夏季,日平均外墙冷负荷是正值,最大值出现在7月,各向的平均值可达18.3 W/m2～20.1 W/m2,整个夏季日平均外墙冷负荷为13.4 W/m2～15.1 W/m2;在过渡季节,室外温度较低,日平均外墙冷负荷计算值时正时负,这时外墙基本上已经不构成空调冷负荷,有时甚至是阻碍了室内的散热。对于办公式空调,东向外墙冷负荷最大,夏季日平均外墙冷负荷最高可达21.7 W/m2,西向次之,南向再次之,北向最小。对于酒店式空调,东、西向外墙冷负荷是基本一样的,夏季日平均外墙冷负荷最高可达22.5 W/m2,南向次之,北向最小。酒店式空调的日平均外墙冷负荷要比办公式空调的日平均外墙冷负荷大,这正是由于外墙的热惰性引起的。

2 屋面热工性能对冷负荷的影响

对于整栋建筑来说,屋顶冷负荷占总冷负荷的比例是比较小的,但对顶层房间的冷负荷影响较大,可使顶层房间的冷负荷比其他楼层多20%以上。屋面结构与外墙结构对冷负荷的影响是类似的。相关热工参数也是热惰性指标D,传热系数K,表面吸收率ρ。其全年动态冷负荷统计结果见表5。

W/m2

W/m2

3 外窗热工性能对冷负荷的影响

外窗对于空调负荷影响比较大的热工参数是传热系数K和遮阳系数SC。其全年动态冷负荷统计结果见表6。从数量来说,在夏季,对于办公式空调,四向外窗的平均冷负荷可高达119.3 W/m2,是外墙的8.9倍;对于酒店式空调,则是97.7 W/m2,是外墙的6.5倍。

4 窗墙比对围护结构冷负荷的影响

从上面的分析可知,参考建筑的单位面积外窗冷负荷是外墙的6.5倍～8.9倍,可见窗墙面积比对围护结构冷负荷的影响重大。窗墙面积比与围护结构冷负荷是呈线性关系的,两者在夏季的数量关系见表7。窗墙比每增加0.1,单位面积外立面的冷负荷平均增加22%左右,使参考建筑冷负荷增加6%左右。

5结语

文中采用传递函数法对位于广州,体型系数0.186,采用传统建筑材料的参考建筑进行了全年逐时空调冷负荷计算分析。在夏季,对于办公式空调,围护结构冷负荷占28.8%;对于酒店式建筑,围护结构冷负荷的比例略有下降。

建筑蓄热能力强可以削减办公式空调冷负荷,对于酒店式空调则仅是起到“移峰填谷”的作用。

将参考建筑的围护结构按《公共建筑节能设计标准》规定的限值进行强化,可以使围护结构冷负荷减少1/3左右,使办公式空调夏季冷负荷减少9.9%,酒店式空调则减少8.7%。另外,由于外窗是围护结构冷负荷的主要来源,其单位面积冷负荷是外墙的8倍左右,窗墙面积比每增加0.1,参考建筑的夏季冷负荷则增加7%左右。

摘要：采用传递函数法对位于广州,体型系数0.186,采用传统建筑材料的参考建筑进行了全年逐时空调冷负荷计算分析,研究分析了建筑外墙、屋面、外窗和窗墙比等围护结构对空调冷负荷的影响,得出一些有意义的结论,为相关问题的研究奠定了基础。

关键词：夏热冬暖地区,围护结构,空调,冷负荷

参考文献

[1]中国气象局气象信息中心气象资料室.中国建筑热环境分析专用气象数据集[M].北京:中国建筑工业出版社,2005.

[2]JGJ 75-2003,夏热冬暖地区居住建筑节能设计标准[S].

[3]GDB 15-50-2006,夏热冬暖地区居住建筑节能设计标准[S].

[4]GB 50176-93,民用建筑热工设计规范[S].

[5]GB 50189-2005,公共建筑节能设计标准[S].

热负荷分析 第4篇

建筑外遮阳性能的高低是由外遮阳系数(SD)所体现,根据标准强制性要求:居住建筑的东、西向外窗必须采取建筑外遮阳措施,建筑外遮阳系数SD应不大于0.8[1]。目前,建筑外遮阳系数SD值仅依靠理论计算确定,实测值方面规定还没有相关的方法和标准。为此,研发了1套测试建筑外遮阳系统性能的实验系统。

该检测系统并排为左右2具独立测试箱体,箱体的围护结构为挤塑板(聚苯乙烯绝热材料),系统在测试箱的其中测试面安装测试用的外遮阳构件和玻璃,其他各向为封闭的围护结构。2个测试箱,一个测试箱测试面只安装透明玻璃(基准冷室,见图1),接收通过玻璃辐射进测试箱体的太阳能量;另一个测试箱测试面安装玻璃和测试用的遮阳材料(对比冷室,见图2)。测试通过遮阳材料进入测试箱内的太阳辐射热量。整个测试系统安置在环境中,采用自然光作为辐射光源,测试外遮阳系统的动态性能。该测试系统可以同时测试有遮阳装置和无遮阳装置的系统太阳能得热量。

按照试验方法标准的要求:采用自然光源试验装置的基准冷室和对比冷室,冷室内表面半球发射率大于0.85,空气温度设定为(26±0.5)℃,波动波幅不应大于0.2℃[2]。温度测点均匀布置2层,每层均匀布置4个。为了保证测试结果的精确性,测试箱体内部有空调进行温度控制,使箱体内部在测试时温度维持恒定,增加实验精度。为此,须对测试箱在工作时所处的工作环境进行分析,对箱体的各种得热量进行计算,以得出较准确负荷值,对空调系统的选用提供依据。

2 箱体非稳态热负荷计算

2.1 箱体热负荷来源

测试系统主要在夏季时进行遮阳系数的测试,由于箱外温度高于箱内,加上太阳辐射的作用,会有大量热量通过箱体的围护结构及测试面的玻璃传入箱内。这些热量之和就构成了箱内热负荷。空调区中通过围护结构传入的非稳态传热量,通过透明围护结构进入的太阳辐射热量应按非稳态方法计算其形成的夏季冷负荷[2]。相关箱体材料参数如表1所示。

2.2 冷负荷计算

由于箱体内通过围护结构传入的热量和通过透明围护结构(玻璃)进入的太阳辐射热量是属于非稳态得热量,参照《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》(GB 50736-2012)[4]及《实用供热空调设计手册》[5],按非移稳态方法计算各项逐时冷负荷,有:

式中:CLWq—侧面围护结构传热形成的逐时冷负荷,W;

CLWm—顶板传热形成的逐时冷负荷,W;

Qτ底板—底板传热形成的逐时冷负荷,W;

K—侧面、顶板或底板传热系数,W/(m2·K);

F—计算面积,m2;

twlq—侧面的逐时冷负荷计算温度,℃;

twlm—顶板的逐时冷负荷计算温度,℃;

tτ-x—作用时刻下的冷负荷计算温度,简称冷负荷温度,℃;

Δ—负荷温度的地点修正值,℃(由于所在地为广州,取Δ=0);

tn—室内计算温度,℃。

各面围护结构传热形成的逐时冷负荷如表2所示。

外窗温差传热形成的冷负荷Qτ外窗,有:

式中:Qτ外窗—外窗温差传热形成的冷负荷,W;

α—窗框修正系数;

K—窗玻璃的传热系数,W/(m2·K);

F—计算面积,m2;

tτ—计算时刻下的冷负荷温度,℃;

x—地点修正系数,(由于所在地为广州,取x=0)。

外窗温差传热形成的冷负荷Qτ外窗如表3所示。

注:α=1.13;K=5.8W/(m2·K);F=1.69m2;tn=26℃。

外窗的太阳辐射冷负荷Qτ外窗辐射如表4所示。

由于基准冷室所在的测试箱是测试通过玻璃辐射进测试箱体的太阳能量,所以该测试箱的测试面是没有任何遮阳设施的,所以在计算透过玻璃的太阳辐射形成的计算时刻冷负荷Qτ外窗辐射时应按无任何遮阳设施的条件下进行计算。因为当测试面处在东面和西面时,太阳辐射得热最大,所以计算同一时刻这2个方向的太阳辐射冷负荷并根据最大的计算值选择测试面的应所处的方面。

式中:Qτ外窗辐射—外窗的太阳辐射冷负荷,W;

F—测试面面积,m2;

Xg—窗的修正系数;

Xd—地点修正系数;

Jwτ—计算时刻下,透过无遮阳设施窗玻璃太阳辐射的冷负荷强度,W/m2。

根据表4的计算结果可知:当16:00,测试面在西面所得到的太阳辐射热负荷最大,所以计算总负荷时选用16:00的西向的太阳辐射冷负荷。

2.3 分析与总计算

通过计算分析,当测试面在西面时,通过测试面进入太阳辐射得热的热量最大,所以在计算总冷负荷时,应设箱体的玻璃平面应朝向西面,箱体的左(右)侧面应朝向北(南)面,背板应朝向东面。箱体逐时冷负荷值如表5所示。

W/m2

3 选用设备及控温措施

通过计算,当16:00时2个测试箱的总冷负荷达到最大值,约为1800W。根据计算结果,测试箱的空调系统选用了大温差,风量偏小的的移动空调(制冷量为2500W),同时为了使箱体温度恒定在(26±0.5)℃,在每个测试箱体的进风口处加装了一个静压箱,根据静压箱的截面积,均匀布置了有4条500W的发热管,保证了送进箱体内的风温能恒定在26℃,发热管的发热量由箱体内的温度传感器控制发热管控制电路中可控硅的通断来实现。

4 实验效果

通过在7月、8月的测试结果表明:9:00~12:00,2个测试箱在移动空调运行1h左右后,箱体内温度26℃,并稳定在(26±0.5)℃;在13:00~16:00的时间段进行测试,箱体内温度要达到26℃则需要2h,同样也能稳定在(26±0.5)℃。

实验结果表明:采用非稳态热负荷计算方法计算夏季测试箱工作时的热负荷是正确的,得出的计算结果是可靠的,选用的设备与温度控制措施是有效的。

5 结语

为了研究建筑外遮阳在调控太阳辐射,改善室内光环境等方面的作用,通过搭建建筑外遮阳模型试验平台,开展了室内入射室内的太阳辐射强度的测试分析工作,结合建筑外遮阳的效果,提出了外遮阳设计策略,为建筑师进行建筑外遮阳的设计提供技术支撑。

摘要：建筑遮阳的目的主要在于节约能源,提高热舒适与视觉舒适性。建筑遮阳分外遮阳和内遮阳。根据实际应用效果来看,外遮阳的遮阳隔热性能明显比内遮阳要好。介绍了建筑外遮阳检测系统的构造原理,通过计算建筑外遮阳检测系统夏季工作时的冷负荷,来确定夏季建筑外遮阳检测系统工作时的制冷量,同时根据计算结果进行空调设备的选型,并在实践中检验了效果。

关键词：建筑外遮阳检测系统,非稳态热负荷,围护结构传热

参考文献

[1]JGJ 75-2012,夏热冬暖地区居住建筑节能设计标准[S].

[2]JG/T 281-2010,建筑遮阳产品隔热性能试验方法[S].

[3]DBJ 15-51-2007,《公共建筑节能设计标准》广东省实施细则[S].

[4]GB 50736-2003,民用建筑供暖通风与空气调节设计规范[S].

热负荷分析 第5篇

随着社会的进步和科学技术的发展, 人们对内燃机的要求也从单纯的高效率向高效、高可靠性、低耗能和符合环保的方向发展, 活塞作为内燃机的关键部件, 其性能的好坏直接影响到整个发动机的性能和寿命。由此可见, 提高活塞的可靠性和耐久性, 具有重要的意义。由于活塞结构复杂, 各部分的尺寸差别较大, 并且与燃烧室直接接触, 其工作时受燃烧热的影响很大。因此, 必须对活塞的温度场和热变形进行准确的计算分析, 以评估其可靠性, 这对于提高内燃机的整体性能有重要的影响。

本文通过确定活塞关键位置的换热系数和热边界条件, 应用ANSYS Workbench软件计算分析出活塞的稳态温度场, 并求得热变形。

1 模型建立与边界条件的选取

1.1 活塞的计算模型

本文采用某企业生产的4105型柴油机作为研究对象, 其中主要技术参数如下:4冲程, 水冷, 缸径的直径为105mm, 活塞行程为120 mm, 发动机的额定转速为3200 r/min, 发动机额定转矩为242.6 N·m, 发动机额定功率为77.6 k W。

活塞由于结构复杂, 建模难度较大。因此, 在Solid Works中进行建模时, 对于不影响分析结果的结构进行适当简化, 以方便分析和节省计算时间。另一方面, 对于同一个模型, 划分的单元数越多, 其计算精度就会越高, 但所需时间越长。综合考虑, 在ANSYS Workbench中对模型采用四面体进行网格划分, 活塞共用了391 795个单元, 564 881个节点进行描述, 计算模型如图1所示。

1.2 活塞边界条件的选取

常见的边界条件有三类:第一类边界条件, 边界面上的温度确定。第二类边界条件, 边界上所受的热流密度确定。第三类边界条件, 边界面与环境间存在对流换热, 且流体温度和对流换热系数已知。

本文采用第三类边界条件 (流体温度tf、对流换热系数α) 对活塞的稳态温度场和热变形进行计算。可表示为

式中:Tf为周围介质在物体表面附近的温度;α为介质与活塞组件的热交换系数;λ为活塞组件的导热系数;n为区域边界Γ的外法线方向;为物体表面温度梯度。

1.2.1 示功图的测量与处理

4105型发动机在满负荷工作条件下通过电涡流测功机、气缸压力传感器等设备在气缸内部测量出瞬时绝对压力和曲轴转角的相关数据。然后利用相关公式, 经MATLAB处理可得示功图, 可用图2表示。

1.2.2 活塞顶面平均换热系数αm, 燃气当量温度tm

柴油机气缸内工质所处状态, 可用绝对压力P (N/m2) , 比容v (m2/kg) , 和热力学温度T (K) 描述, 由理想气体状态确定它们之间的相互关系:

式中:P为瞬时绝对压力, N/m2;V为体积, m3;T为瞬时热力学温度, K;G为燃气质量;R为气体常数, N·m/ (kg·K) 。

对于示功图的任一时刻, 可通过式 (2) 计算出瞬时温度T, 然后根据艾歇尔伯格公式 (3) , 计算出瞬态放热系数αg:

式中:αg为瞬时放热系数, W/ (m2·℃) ;Cm为活塞平均速度, m/s;P为瞬时绝对压力, Pa;T为瞬时热力学温度, K。

平均放热系统αm, 可根据下式计算:

当量温度tm, 可根据下式计算:

1.2.3活塞环岸区与环槽的传热系数

活塞主要的放热区域有:活塞环区、裙部、活塞内腔。采用耦合分析模型, 可以准确表达活塞组件的传热过程, 在此采用水的平均温度td (实验测量td=80℃) 作为定性温度。其中, 对于润滑油膜的处理采用文献[2]的处理方法将润滑油膜简化成热阻网络来联系缸套和活塞。活塞环岸区与环槽换热系数计算参考文献[3], 计算得出的数据如表1所示。

1.2.4 活塞各位置的换热系数

在文献中[4,5], 采用了准则方程式, 但结果并不理想。此处运用类比的方法, 参照相关类型的发动机实验结果得到活塞内腔的换热αp=3000 W/ (m2·℃) , 其中活塞裙部传热系数αq可按下式计算:

式中:油的导热系数λ1=0.13W/ (m2·℃) ;活塞环的导热系数λ2=56.7 W/ (m2·℃) ;C=0.15 mm;b=7mm;αw为对流换热系数, 其可按下式计算求得:

式中:Pr=γ/α (普朗特准则) ;Re=v·L/v (雷诺准则) ;γ为运动黏度, m2/s;v为流速, m/s;α为水的热扩散率, m2/s;L为定型尺寸, m。

2 4105型柴油机活塞温度分布和热变形

2.1 4105型活塞稳态温度分布

对活塞而言, 温度场的分布以及热变形的大小对活塞设计至关重要, 细微的差别均可能导致活塞产生故障, 因此需要计算分析活塞的温度分布和热变形。

2.1.1 活塞稳态温度分布分析

根据图2和式 (2) 、 (3) 、 (4) 和 (5) , 可计算得到 (αg) m=260.9W/ (m2·℃) , tm=359.1℃。利用式 (6) 、 (7) 以及文献[5]可得到活塞裙部的换热系数αq=800W/ (m2·℃) 。将计算所得到的所有载荷加入到模型中, 得出图3所示的4105型柴油机活塞稳态温度场, 从中可看出活塞的温度从上至下依次减小, 其中活塞的最高温度为359.1℃。活塞顶部大部分热量是由循环冷却油带走, 活塞顶中央冷却油腔壁面温度为109~169.7℃, 顶环岸区周围温度在300℃左右, 其余岸区温度在170~300℃。第一道环槽温度为183.19℃左右。活塞裙部和活塞销座温度大部分都在129.92℃以下。

2.1.2 活塞稳态温度场分布结果评价

限制活塞热负荷的主要因素有两个:一是铝合金的热强度, 二是活塞环的润滑条件。温度过高铝合金的热强度和活塞环的润滑条件。当温度达到400℃以上时, 活塞将受到破坏。第一道环槽的温度若超过250℃时, 即使短期能够运转, 也会使润滑油发生严重的碳化, 甚至导致活塞环卡死, 失去密封作用。从活塞的有限元分析结果可以看出, 此活塞在该温度载荷下可以正常工作。

2.2 4105型活塞热流密度分布

评价4105型活塞的受热情况还可以根据热流密度分布得出, 计算得出总热流密度如图4所示, 从图中可以看出热量由活塞顶部向下传递, 并由活塞内、外冷却腔进行散热将热量带走。其中通过活塞环传出的热量比较多, 而通过裙部和销座部位的热量最少。有专门的试验表明, 对无强制冷却的活塞来说, 经活塞环传到气缸壁的热量占70%~80%, 经活塞本身传到气缸壁的热量占10%~20%, 而传给曲轴箱空气和机油的热量仅占10%左右, 因此可以说本文所采用的计算分析可以准确地反映内燃机热的基本流向, 与此同时可以为从事活塞热传导研究的科研人员提供参考。

2.3 4105型柴油机活塞热变形

根据图1可知4105型柴油机在该工况条件下所承受的最大爆发压力为4.28 MPa, 活塞在火力岸周围的气压为1.3 MPa, 油环槽周围的气压为1.1 MPa, 其余环岸周围的气压均按标准大气压进行计算, 通过ANSYS Workbench将上节所计算的活塞稳态温度分布数据导入结构分析的计算模型中, 求得活塞在X、Y、Z轴方向的变形以及总变形, 本文主要分析如图5所示的整体热变形分布。

分析图5可知, 头部变形量基本为轴对称, 活塞顶端两侧的变形量为0.529 29 mm。活塞裙部变形情况与温度分布情况较为类似, 变形量在0.3~0.6mm。从上面的分析数据可以看出活塞整体的变形量不大, 因此不会导致活塞的卡死。

通过对活塞的结构分析可得如图6所示的活塞应力分布云图。

由图6可知, 油孔周围应力最大为:21.69 MPa, 环岸区应力值最小。其中油孔边缘由于活塞应力作用引起的弹性应变为0.000 429, 其它位置弹性应变分布如图7所示。

3 结论

本文采用ANSYS Workbench软件对4105型柴油机活塞进行有限元分析计算。通过分析结果, 更好地了解了该型号活塞的温度分布、热流密度分布、热应力分布和热变形等情况, 其模拟分析数据及方法, 可用于内燃机活塞的设计阶段, 对缩短研发周期, 降低研发费用, 提高内燃机的可靠性、耐久性有重要的意思。

摘要：以4105型柴油机活塞为研究对象, 利用ANSYS Workbench分析平台对活塞的稳态温度场进行了计算分析, 求得活塞温度场与热流密度分布情况, 并以云图的形式给出。同时计算了活塞在该温度载荷下的热应力和热变形。分析结果能够为活塞设计提供参考, 同时缩短产品研发周期, 提高产品的可靠性、耐久性。

关键词：柴油机,活塞,温度场

参考文献

[1]陶文铨.传热学[M].西安:西北工业大学出版社, 2006:34-38.

[2]白敏丽, 沈胜强, 陈家骅, 等.内燃机传热全仿真模拟研究进展综述[J].内燃机学报, 2000, 18 (1) :96-99.

[3]桂长林, 杨杰.发动机摩擦学设计理论和方法的研究[R]//机械工业技术发展基金项目研究报告.1999:179-184.

[4]郑显良, 张华阳, 李灵, 等.250型柴油机活塞热负荷特性分析[J].内燃机与动力装置, 2015 (3) :63-65.

[5]陆瑞松, 林发森, 张瑞.内燃机的传热与热负荷[M].北京:国防工业出版社, 1985:79-80.

热负荷分析 第6篇

二甲醚(DME)作为柴油的替代燃料应用于柴油机的研究开始于20世纪90年代初期。西安交通大学、上海内燃机研究所等在各种柴油机上所进行燃用二甲醚的试验结果表明,二甲醚能够实现发动机高效、超低排放、柔和与无烟燃烧,排放能够满足严厉的欧Ⅲ和加利福尼亚超低排放车辆(ULEV)的标准[1]。但目前的研究中还缺乏对柴油机改燃DME后发动机各受热零件的热负荷分析。特别是活塞,它是发动机上的重要零件,具有受热面积大、散热条件差的特点,其结构和性能对发动机的动力性、经济性与排放等方面有非常重要的影响,故柴油机改燃DME后活塞温度场的获得及热负荷的分析对二甲醚在柴油机上的实际应用具有重要意义。

本文以某柴油机活塞为研究对象,利用有限元软件对该柴油机分别采用柴油和二甲醚作燃料燃烧时活塞的温度场进行计算,为二甲醚在柴油机上的正常应用提供了依据。

1 有限元模型的建立

1.1 几何模型

本次研究所分析的活塞燃烧室为ω形,位于活塞顶部的中央。建立几何模型的软件选用UG NX4.0,其在航空航天、汽车、通用机械、工业设备和医疗器械以及其它高科技应用领域的机械设计和模具加工自动化的市场上均有广泛的应用。本次研究建立的几何模型如图1所示。将该几何模型引入到有限元分析软件中,使建立的几何模型真实再现活塞的实际结构,为有限元分析的顺利进行奠定了基础。

1.2 有限元模型

为了获得准确的计算结果,应合理确定单元网格划分方案。单元划分得越小,计算精度就越高, 相应的计算时间就越长,但在划分时可根据具体情况灵活地改变单元的尺寸。比如,在形状复杂和温度变化剧烈的地方把单元划分得小一些,而在其余地方则可以将单元适当划分大一些。这样,无需增加单元和节点数目即可提高计算精度[2]。若局部的结果偏差比较大,则进行局部修正。本研究采用的网格划分方案如图2所示。在环槽区将单元划分较小,通过计算可得到较准确的温度场。活塞共用了17 050个8 节点的六面体单元solid70 来描述,节点数为2 583 个。

1.3 活塞的材料特性

该柴油机活塞采用硅铝合金,密度为ρ=2 700kg/m3,导热系数为λ=163W/m·K,比热c=902J/kg·K。

2 有限元分析

2.1 有限元分析的基本原理

利用有限元法进行活塞温度场分析的基本思想是:将活塞这个连续的整体离散化,分割成彼此用节点相连接的有限个单元,建立单元的泛函,叠加而得到整个结构的泛函关于温度的表达式。再由求泛函极值的方法得到以结构的节点温度为未知数的线性方程组,解之可以得到结构节点的温度值。由此得到以各节点温度值表示的整个活塞的温度场。

2.2 热边界条件的确定

采用有限元进行温度场的模拟计算,关键是要给出合理的换热边界条件。本次研究中采用第三类边界条件,即先得到换热系数和周围介质的温度。而活塞不同部位与周围介质的热传递方式也不同,活塞顶部及火力岸区域与周围工质主要通过对流换热的方式进行热传递,活塞环槽区与气缸壁主要通过热传导的方式进行热传递,所以确定热边界条件主要是确定活塞各边界与燃气、冷却水、冷却油以及曲轴箱内油雾之间的换热系数和相应的介质温度。一般采用经验或半经验的方法获取边界条件。

2.2.1 缸内气体温度

缸内气体温度采用经验公式计算,分别燃用柴油和二甲醚时缸内气体温度值如图3、图4所示。

从图3、图4可以看出,燃用二甲醚时,燃气的最高温度要比燃用柴油的高。其主要原因是:二甲醚的低热值为27 600kJ/kg,仅为柴油的64.7%(柴油为42 500kJ/kg),为了达到与柴油机相当的动力水平,必须增大每循环供油量,从而使得燃气的温度高于燃用柴油时的燃气温度。

2.2.2 缸内气体换热系数

本研究是在柴油机额定工况(2000r/ min )下进行的。气缸套内侧的温度沿轴向变化范围为100～200℃,冷却油温度为100～130℃。活塞顶部燃气的温度与燃气的对流换热系数采用Woschni公式计算,然后根据经验进行修正[3],分别采用柴油和二甲醚作为燃料时计算得缸内气体对流换热系数如图5、图6所示。

从图5和图6可以看出,燃用二甲醚时的对流换热系数与燃用柴油时近似。这是由于虽然燃用二甲醚时燃气温度有所升高,但燃气压力却有所降低。因此在计算换热系数时两者的影响基本可以抵消,所以放热系数基本保持不变。

3 计算结果分析

将前面所建立模型及所得热边界条件在有限元分析软件ANSYS中进行计算,得到分别采用柴油和二甲醚作燃料时活塞的温度场如图7～10所示。

由图7～10可以看出:分别燃用柴油和二甲醚时活塞的温度场分布基本近似,但具体各点的温度值不同。最高温度都出现在燃烧室的喉口位置,燃用柴油时最高温度为327 ℃,而燃用二甲醚时最高温度可达341℃。整个活塞的温度沿轴向方向从上到下逐渐降低,在销座以下活塞温度达到最低,燃用柴油时大概在175 ℃左右,燃用二甲醚时为180℃左右。火力岸部分的温度降低比较明显,在第一道气环处,无论燃用柴油,还是二甲醚,温度均降低了30 ℃左右,这对于活塞来说是十分有利的[4]。

总体分析,由于燃用二甲醚时为了保证发动机的动力水平增大了每循环的供油量,缸内燃烧释放的总热量增加,使得活塞的整体温度比燃用柴油时有所升高,但最高温度为341℃,仍然在材料的热强度范围内,所以在该发动机上燃用二甲醚是可行的。

4 结论

1) 柴油机改燃二甲醚后活塞的温度场分布为沿活塞轴向向下温度逐渐降低,活塞顶部由燃烧室中心到燃烧室边缘的温度先降后升,向活塞顶部边缘温度再下降。

2) 由于该柴油机采用ω形燃烧室,燃烧室喉口区域受燃气加热严重,而且该区域散热困难,所以柴油机改燃二甲醚后最高温度仍出现在燃烧室边缘位置,且仍在材料正常工作范围内。

3) 柴油机改燃二甲醚后与燃用柴油时比较,活塞的整体温度有所升高,但温度场的分布及温差变化不大。

参考文献

[1]汪映,董红义,周龙保,等.车用柴油机燃用二甲醚的性能研究及行驶试验[J].西安交通大学学报,2004(1):24-27.

[2]田永祥.发动机活塞温度场三维有限元分析[J].内燃机工程,2004(1):62-65.

[3]孙平,张玲,王为成.柴油机活塞热负荷的试验研究及其有限元分析[J].小型内燃机与摩托车,2008(3):59-62.

热负荷分析 第7篇

关键词：车轮,制动,热负荷,计算

根据北京地铁14号线车轮踏面制动的制动参数及制动工况, 对北京地铁14号线车轮踏面制动热负荷进行分析和评估。通过计算新轮 (φ840) 和磨耗到限车轮 (φ770) 在踏面摩擦制动条件下连续两次紧急制动和正常运营制动工况下的车轮热负荷, 考查摩擦温度和车轮踏面损伤 (轮轨接触压力和热应力共同作用) 。计算软件为大型通用商业有限元分析软件ANSYS, 计算硬件为Dell工作站。

一、计算模型

(一) 有限元模型

计算模型取单个车轮带轴模型, 有限元模型中车轮与轴共用节点, 轮径分别为新轮840mm和磨耗到限车轮770mm, 车轮踏面类型为LM型。车轮采用8节点6面体实体单元划分, 新轮由181080个节点和163200个单元组成, 磨耗到限车轮由178080个节点和160200个单元组成。

(二) 计算工况

二、评价方法及评价指标

(一) 温度评价

英国德比研究所对高磨合成闸瓦车轮研究结果认为, 车轮踏面局部温度超过900℃可能使轮箍断裂, 超过700℃产生明显裂纹, 超过600℃产生允许裂纹, 超过400℃不会产生裂纹, 为防止车轮表面产生热裂纹, 要求车轮踏面温度不得超过600℃。[1]我国铁道部行业标准《货车高摩擦系数合成闸瓦》 (TB/T 2403-2010) [2]要求车轮踏面温度不得超过400℃, 因此, 本报告将根据合成闸瓦的要求 (TB/T 2403-2010) 来评价车轮最高温度。

(二) 车轮踏面损伤评价

根据文献[3], 评价轮轨赫兹接触压力和热应力共同作用引起的车轮损伤, 如图1所示。图中, 横坐标为车轮踏面最大热应力, 纵坐标为轮轨接触最大赫兹接触压力, 区域A是常用制动区, 区域B是非常用制动区, 区域C是危险区。

三、计算结果

(一) 轮轨赫兹接触压力

根据文献[3], 最大轮轨接触压力为计算可得到:新轮与钢轨间的最大接触压力为820 MPa, 磨耗到限车轮与钢轨间的最大接触压力为846 MPa。

(二) 新轮紧急制动

首先, 车辆减速制动, 在制动之初, 车辆运行速度相对较大, 此时车轮踏面的热流密度输入随着制动时间的增加而增大, 且制动产生的热量大于对流交换的散热, 在这一阶段车轮温度随着制动时间的增加而升高。随着速度的减小, 车轮踏面的热流密度输入减小, 当车轮表面的对流交换散热大于车轮踏面热流输入产生的热量时, 车轮温度开始降低, 这使得车轮踏面温升峰值出现在车轮制动过程中。最高制动温度为199℃, 出现在第二次制动过程中, 该温度满足使用要求。

80 km/h新轮连续两次紧急制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 显著温升区主要集中在车轮踏面和轮辋外侧, 最大等效热应力出现在车轮踏面 (248 MPa) , 辐板与轮辋交接处以及辐板中部都出现较大的等效热应力。

80 km/h时新轮连续两次紧急制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 径向最大拉应力出现在车轮辐板与轮辋和轮毂交接部位以及辐板中间内凹部位, 最大压应力出现在车轮踏面。周向最大压应力也出现在车轮踏面, 且其辐板上出现最大周向拉应力。

(三) 新轮全程制动

在全程制动过程中, 车轮峰值温度随制动次数增加而升高, 当列车通过较长的站间距时, 空气对车轮的热流交换对车轮的冷却效果显著, 踏面峰值温度将出现明显下降。计算结果表明, 在全程运行踏面制动工况中, 车轮踏面最高温度出现在返程第25次制动过程中, 其最高温度为260℃, 该温度满足使用要求。

80 km/h新轮全程运营制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 最高温升出现在车轮踏面, 辐板与轮辋交接处有明显温升, 最大等效热应力出现在车轮踏面 (294MPa) , 辐板中部内凹部位及靠近轮辋的上半部分应力水平也较高。

80 km/h新轮全程运营制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 径向最大拉应力出现在车轮辐板与轮毂及轮辋交接处以及辐板中部内凹处。周向最大拉应力出现在车轮辐板与轮辋过渡部位外侧以及辐板中部内凹处, 最大压应力出现在车轮踏面。

(四) 磨耗到限车轮紧急制动

温升变化规律与新轮温升变化规律类似。最高制动温度为231℃, 出现在第二次制动过程中, 该温度满足使用要求。

80 km/h磨耗到限车轮连续两次紧急制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 显著温升区主要集中在车轮踏面, 轮辋与辐板交接处有明显温升, 最大等效热应力出现在车轮踏面 (286 MPa) , 辐板与轮缘交接处到辐板与轮毂交接处都出现较大的等效热应力。

80 km/h磨耗到限车轮连续两次紧急制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 车轮径向和周向热应力分布规律与新轮的类似。

(五) 磨耗到限车轮全程制动

温升变化规律与新轮的类似, 最高温度为287℃, 该温度满足使用要求。

80 km/h磨耗到限车轮全程运营制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 车轮温度场分布和等效热应力分布规律与新轮的类似, 辐板温度较高, 最大等效热应力出现在车轮踏面 (311 MPa) , 辐板应力水平较高。

80 km/h新轮全程运营制动工况中, 车轮踏面温升最高时, 径向最大拉应力出现在车轮辐板与轮辋及轮毂过渡部位外侧以及辐板中部内凹部位。周向最大拉应力出现在车轮辐板中部, 最大压应力出现在车轮踏面。

(六) 损伤评价

表2和图2给出了以上计算工况下车轮踏面损伤评价。

四、结论

本研究计算的两种工况即仅踏面制动下连续两次紧急制动和全线往返踏面制动, 属于较少发生的情况, 即属于非常用制动 (对应于最大热应力评价的B区) 。因此, 对于北京地铁14号线列车运行时速80 km/h条件下, 仅考虑空气制动 (即纯踏面摩擦制动) 时, 连续两次紧急制动和全程运营制动条件下新轮和磨耗到限车轮均完全满足踏面最高温度要求和车轮踏面损伤要求。

参考文献

[1]王京波.合成闸瓦对车轮热影响的研究[J].铁道机车车辆, 2003, 23 (增刊2) .

[2]中华人民共和国铁道行业标准.货车高磨合成闸瓦.TB/T 2403-93[S].

某化工装置供暖热负荷确定方法探讨 第8篇

建筑物供暖设计热负荷确定是进行供暖设计十分重要的环节, 热负荷值确定准确与否直接关系着供暖设计的合理性。热负荷偏小, 供暖设计达不到预期效果, 热负荷过大, 造成供暖能耗过高。通常供暖设计热负荷由围护结构耗热量、冷风渗透耗热量、外门开启冲入冷风耗热量、通风耗热量、其他耗热量等几部分构成。其确定方法主要包括通过分项详细计算各部分耗热量、采用体积热指标法估算、采用面积热指标法估算等, 后者多适用于民用建筑, 本文主要针对工业建筑, 故对前两种热负荷确定方法进行讨论。

1 建筑物供暖设计热负荷确定方法

1.1 方法一:分项详细计算[1]

其中, Q为建筑物供暖热负荷, W;Q1为围护结构耗热量 (包括基本耗热量和附加耗热量) , W;Q2为通过外门、窗缝隙冷风渗透耗热量, W;Q3为外门开启侵入冷空气耗热量, W;Q4为通风耗热量, W;Q5为其他途径散失或获得的热量 (获得的热量为负值, 散失的热量为正值) , W。

其中, Qj为供暖房间某一面围护结构基本耗热量, W;k为该面围护结构的传热系数, W/ (m2·℃) ;F为该面围护结构的散热面积, m2;tn为室内空气计算温度, ℃;tw为供暖室外计算温度, ℃;a为温差修正系数。

其中, Q1, Qj含义同前;βch为朝向修正;βf为风力修正;βlang为两面外墙修正;βm为窗墙面积比过大修正;βfg为房高修正;βjan为间歇供暖附加。

其中, Q2, tn, tw含义同前;Cp为干空气定压质量比热容, 取1.005 6 k J/ (kg·℃) ;ρw为室外采暖计算温度下的空气密度, kg/m3;V为房间冷风渗透体积流量, m3/s。

其中, l为房间某朝向上可开启门、窗缝隙长度, m;L为每米门窗缝隙的渗风量, m3/ (m·h) ;n为渗风量朝向修正。

其中, Q3含义同前;Qj为外门基本耗热量, W;βkq为外门基本耗热量附加率。

其中, Q4为通风耗热量, W;twt为冬季室外通风计算温度, ℃;V为通风量, 可通过房间体积与通风换气次数的乘积求得, m3/s;其余符号含义同前。

1.2 方法二:按热负荷指标估算[2]

建筑物供暖热负荷可按建筑外轮廓体积用下式估算:

其中, qn V, qf V为建筑物供暖、通风体积热指标, W/ (m3·℃) , 见表1;Qn, Qf为供暖、通风热负荷, W;tnp为室内平均计算空气温度, ℃;a为室外计算温度修正系数, 见表2;其他符号含义同前。

式 (1) ~式 (9) 中相关参数文献[1]~[4]中均有详细介绍可参考, 由于篇幅原因, 此处不再做详细说明。值得注意的是:对于工业建筑中较为常见的高度大于4 m的空间, 计算热负荷时应进行相应高度修正。对于高度修正通常有两种方法[3], 一种是利用式 (3) 中的房高修正系数βfg进行修正, 一种是对式 (2) 中的室内空气计算温度按照文献[1]中不同情况分别确定。前者方法比较简单, 后者比较麻烦, 但适应各种性质建筑。当室内散热量不大 (小于23 W/m3) 的情况, 采用两种方法计算的结果虽有差异但出入不大, 故可采用前者方法;当室内散热量较大、上部空间温度明显升高的情况, 采用后者方法进行修正的结果更为准确。值得一提的是, 两种方法是并列关系, 计算热负荷进行高度修正时, 应根据实际情况选取一种方法, 不能同时使用。

2 工程案例

项目位于吉林省松原市的某化工装置, 该装置包括多个工段, 其中四个工段需要进行供暖设计, 要求冬季保证室内温度不低于5℃, 且局部要求设置机械通风。四个工段分别位于四个建筑单体内, 两栋单层建筑, 两栋多层建筑。

2.1 案例分析

本例中, 需要采暖的房间有数十间, 房间大小、层高不一, 门窗大小、朝向也各有不同, 如按照方法一详细计算热负荷, 工作量较大, 即使通过负荷软件计算, 由于各房间情况不一, 需要每个房间输入相关计算参数, 也相对繁琐。如果采用方法二进行热负荷估算, 则只需计算出每个房间的体积, 再选取合适的体积热指标, 就能得到热负荷值。而方法二中体积热指标qn V, qf V的选取是关键, 取值是否合理直接影响热负荷估算结果的准确度。

从方法一可知, 影响建筑热负荷的因素有很多, 包括采暖室内外设计温度, 围护结构传热系数, 围护结构面积, 门窗尺寸、朝向, 外墙个数, 房间高度等等。不同的房间上述因素均不尽相同。采取体积热指标进行热负荷估算而导致的偏差有多大, 对于表1中所列典型建筑, 体积热指标可按表1中数值范围选取, 对于表1中未提及的建筑该值应如何选取, 如何选取合适的体积热指标来进行热负荷的估算, 下文将对这些问题进行分析讨论。

2.2 供暖体积热指标

通过对方法二中式 (8) 进行分析可知, 式 (8) 中已考虑了供暖室内外设计温度对于热负荷的影响, 因此可忽略不同供暖室内外设计温度下对于供暖体积热指标的取值影响。下文着重分析围护结构传热系数, 围护结构面积, 门窗尺寸、朝向, 外墙个数, 房间高度等因素对于供暖体积热指标的影响。

分析方法:选取案例中多层建筑中的一个房间建立模型, 利用方法一进行热负荷详细计算, 根据计算所得的热负荷值利用方法二中式 (8) 反求其供暖体积热指标, 再通过改变该房间的围护结构传热系数, 围护结构面积, 门窗尺寸、朝向, 外墙个数等参数重新计算热负荷及供暖体积热指标, 得出供暖体积热指标与各因素之间的关联。

房间基本参数:长7 m, 宽5 m, 高3.3 m, 依据房间围护结构形式, 外墙、窗户、外门的传热系数K分别为0.54 W/ (m2·℃) , 3.16 W/ (m2·℃) , 3.12 W/ (m2·℃) , 一扇北向外窗, 窗墙面积比为0.2, 一扇西向外门, 尺寸为2.1 m×0.9 m, 无其他途径散失或获得的热量。

通过对上述模型利用式 (1) ~式 (8) 计算得到供暖体积热指标与各因素的关联如图1~图4所示。

图1不同窗墙面积比、外门尺寸对供暖体积热指标影响

从图1中可见, 当窗墙面积比、外门尺寸在±20%之间变化时, qn V分别在0.614~0.661及0.611~0.665之间变化, 最大变化率分别为7%, 8%;从图2可见, 当房间高度、围护结构传热系数在±20%之间变化时, qn V分别在0.613~0.675及0.528~0.748之间变化, 最大变化率分别为9%, 29%;从图3可见, 当窗户、外门朝向发生变化时, qn V分别在0.599~0.655及0.586~0.638之间变化, 最大变化率分别为9%, 8%;从图4可见, 当房间外墙个数发生变化时, qn V在0.453~0.638之间变化, 最大变化率分别为29%。可见围护结构传热系数与外墙个数对qn V的影响较大, 而窗墙面积比、外门尺寸、房间高度、门窗朝向对qn V的影响较小。当改变模型房间长、宽、高尺寸重新进行上述分析时, 得到了相似的结论。

2.3 通风体积热指标

当对模型房间分别给予不同换气次数 (即不同的通风量) 的机械通风时, 通过方法一式 (1) ~式 (7) 计算得到房间的各项耗热量情况如表3所示。

由表3可见, 当通风换气次数由5次/h变化到6次/h即通风量增加20%时, 通风耗热量占供暖热负荷比例由41%上升至45%。通风体积热指标由0.56 W/ (m3·℃) 提高到0.67 W/ (m3·℃) , 提高了19.64%, 可见通风换气次数的大小对于通风体积热指标的取值影响较大。

3 分析与讨论

1) 当窗墙面积比、外门尺寸、房间高度在±20%之间变化时, qn V最大变化率分别为7%, 8%, 9%;当窗户、外门朝向发生变化时, qn V最大变化率分别为9%, 8%。表明当房间其他参数相同, 仅仅是上述其中某个参数不同时, 采用同一供暖体积热指标值对房间热负荷进行估算时导致的误差在10%以内, 可见此类参数对于供暖体积热指标的取值影响相对较小。

2) 当围护结构传热系数在±20%之间变化时, qn V最大变化率为29%;表明当房间其他参数相同, 而围护结构传热系数不同 (即围护结构形式不同) 时, 采用同一供暖体积热指标对房间热负荷进行估算时导致的误差接近30%, 可见围护结构传热系数 (即围护结构形式) 对于供暖体积热指标的取值影响相对较大。同一建筑, 围护结构形式通常是一致的, 而当一个项目包括多个建筑单体时, 不同建筑围护结构形式可能不尽相同, 此时如采用同一供暖体积热指标对所有建筑进行热负荷估算, 将会导致较大误差, 应对供暖体积热指标予以修正。

3) 当房间外墙个数发生变化时, qn V最大变化率为29%。表明当房间其他参数相同, 而房间外墙个数不同时, 采用同一供暖体积热指标值对房间热负荷进行估算时导致的误差接近30%, 可见房间外墙个数对于供暖体积热指标的取值影响较大, 对于建筑中处于边角的房间供暖体积热指标应予以相应修正。

4) 当房间设有机械通风时, 通风换气次数增加20%后, 通风体积热指标提高了19.64%, 可见通风换气次数的大小对于通风体积热指标的取值影响相对较大。当不同的房间通风换气次数不同时, 应采用不同的通风体积热指标进行通风耗热量估算。

4 结语

本文以某化工装置供暖设计为例, 讨论了工业建筑采暖热负荷的确定方法。采用体积热指标法进行热负荷估算, 方法简单, 工作量小, 当工业建筑对于供暖要求不是十分严格时, 是一种简单可行的热负荷确定方法。而对于供暖要求相对严格的工业建筑, 通过合理选取体积热指标值, 由热负荷估算导致的偏差能够控制在可接受的范围内, 同样能得到比较满意的结果。通过文中分析讨论, 当采用体积热指标法进行热负荷估算时, 建议对于同一建筑 (或者说围护结构形式相同的多个建筑) , 选取一个代表性房间, 计算出供暖热负荷, 进而反求出供暖体积热指标, 以此热指标为基准, 其他房间再根据上文中分析的影响供暖体积热指标因素对其进行相关修正, 进行各房间供暖热负荷估算, 即可得到相对准确的结果;而对于通风耗热量, 由于不同的房间通风要求可能不同, 通风换气次数有所区别, 而通风换气次数对于通风体积热指标的影响较大, 加之计算通风耗热量不像计算供暖热负荷那样繁琐, 已知房间体积和通风换气次数的情况下, 运用式 (7) 即可方便求得通风耗热量, 因此建议, 对于此部分耗热量可采取计算而非估算的方式得到更加准确的结果。

摘要：结合工程实例, 分析了供暖热负荷的确定方法, 重点探讨了围护结构传热系数、通风换气次数等因素对体积热指标的影响, 提出了一些合理选用体积热指标进行热负荷估算的建议。

关键词：热负荷,化工装置,供暖,通风体积

参考文献

[1]陆耀庆.实用供热空调设计手册[M].第2版.北京:中国建筑工业出版社, 2008.

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[3]GB 50019—2015, 工业建筑供暖通风与空气调节设计规范[S].