Зниження енерговтрат систем теплопостачання шляхом оптимізації режимів роботи термогідравлічного розподілювача

Дібрівний, Олександр Володимирович
Please use this identifier to cite or link to this item: https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7960
Title:	Зниження енерговтрат систем теплопостачання шляхом оптимізації режимів роботи термогідравлічного розподілювача
Authors:	Плахотний, Олександр Петрович Дібрівний, Олександр Володимирович
Keywords:	системи теплопостачання;енерговрат
Issue Date:	30-Jan-2024
Abstract:	У даній роботі зроблений аналіз можливостей щодо покращення систем теплопостачання та зменшення енерговтрат на транспортування теплоносія, від джерела до споживача, у промислових масштабах з використанням термогідравлічних розподілювачів. У другому розділі описано експериментальне дослідження властивостей і режимів роботи ТГР на прикладі схем з використанням конденсаційного і неконденсаційного котлів .Досліджено вплив зміни режимів та конфігурації ТГР на його роботу. Розроблено чисельну модель ТГР з використанням стандартної к-ℇ моделі турбулентності для моделювання У третьому розділі викладено моделювання теплогідравлічних процесів ірежимів роботи ТГР. Викладено наочні результати моделювання перевірені за допомогою спеціального обладнання. Отримано спрощені математичні моделі для знаходження розподілу потоків теплоносія всередині ТГР та температур у його патрубках у перепускному та змішувальному режимах роботи. Отримано результати моделювання для різних типорозмірів та конфігурацій ТГР.
URI:	https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7960
Appears in Collections:	144 Теплоенергетика (Теплоенергетика)
Files in This Item:
File	Description	Size	Format
Дібрівний робота.pdf Restricted Access		6.81 MB	Adobe PDF	View/Open Request a copy
Show full item record
Extracted text
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ 
Черкаський державний технологічний університет 
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування 
Кафедра Енерготехнологій 
 
                                                                        „ЗАТВЕРДЖУЮ” 
             Завідувач кафедри Енерготехнологій 
_______________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ 
                                                                          “___” ___ 2023  р. 
 
 
МАГІСТЕРСЬКА КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА 
на тему: 
 
«ПІДВИЩЕННЯ ЕНЕРГЕТИЧНОЇ ЕФЕКТИВНОСТІ 
СИСТЕМ ВЕНТИЛЯЦІЇ ТА КОНДИЦІЮВАННЯ 
ГРОМАДСЬКИХ БУДІВЕЛЬ» 
 
ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА 
код роботи МКР 23.144.02 ПЗ 
Спеціальність  144 - Теплоенергетика 
 
 
Виконавець роботи: 
_________________________Дібрівний Олександр Володимирович ___________ 
(підпис, дата) 
Науковий керівник: 
_________________Плахотний О.П., д.т.н., доц._______________________ 
(підпис, дата) 
Рецензент: 
________________________________________________________________ 
(підпис, дата) 
 
Черкаси, 2023 р. 
  
 
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ 
Черкаський державний технологічний університет 
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування 
Кафедра Енерготехнологій 
 
 
                                                                                         „ЗАТВЕРДЖУЮ” 
Завідувач кафедри Енерготехнологій 
________________  Геннадій КАЛЕЙНІКОВ 
                                                                                              “____” _____ 2023   р. 
 
 
 
ЗАВДАННЯ 
до магістерської кваліфікаційної роботи___Дібрівний Олександр Володимирович_____ 
                                                     (прізвище, ім’я та по-батькові студента) 
1. Тема «Зниження енерговтрат систем теплопостачання шляхом оптимізації 
режимів роботи термогідравлічного розподілювача» 
 
затверджена наказом ректора університету від “____”____. 2023 р.,   №__________ 
 
2. Термін здачі студентом завершеної роботи __10.12.2023__________________________ 
3. Вихідні дані: _система теплопостачання мікрорайону   
4. Перелік питань, які повинні бути розроблені в роботі:  
- постановка завдання дослідження  
- математичне моделювання теплогідравлічних процесів ірежимів роботи ТГР в 
Ansys Fluent 
- Дослідження оптимальних режимів роботи ТГР для різних типів котлів  
5. Перелік графічного матеріалу 
 
 
6. Консультанти з роботи з зазначенням розділів роботи, які їх стосуються 
  Підпис, дата 
Розділ Консультант завдання  видав завдання прийняв 
Розділи 1-3 Плахотний О.П.   
ОП та безпека в НС Цікановський В.Л.   
Нормоконтроль    
 
7. Дата видачі завдання “_____”______. 20____ р. 
 
 
Керівник _____________________ 
Завдання прийняв до виконання _________________ 
  
2  
  
 
 
АНОТАЦІЯ 
 
На магістерську роботу на тему: " Зниження енерговтрат систем теплопостачання 
шляхом оптимізації режимів роботи термогідравлічного розподілювача ”. 
Виконавець: ст.гр.мТЕ-88 Дібрівний Олександр Володимирович 
Керівник: д.т.н., доцент Плахотний Олександр Петрович 
Захищено: "____"____________2023р. 
____с.; ___рис.; ___таблиць; ____літературних джерел 
У даній роботі зроблений аналіз можливостей щодо покращення систем 
теплопостачання та зменшення енерговтрат на транспортування теплоносія, 
від джерела до споживача, у промислових масштабах з використанням 
термогідравлічних розподілювачів. 
У другому розділі описано експериментальне дослідження властивостей і 
режимів роботи ТГР на прикладі схем з використанням конденсаційного і 
неконденсаційного котлів .Досліджено вплив зміни режимів та конфігурації 
ТГР на його роботу. Розроблено чисельну модель ТГР з використанням 
стандартної к-ℇ моделі турбулентності для моделювання 
У третьому розділі викладено моделювання теплогідравлічних процесів 
ірежимів роботи ТГР. Викладено наочні результати моделювання перевірені 
за допомогою спеціального обладнання. Отримано спрощені математичні 
моделі для знаходження розподілу потоків теплоносія всередині ТГР та 
температур у його патрубках у перепускному та змішувальному режимах 
роботи. Отримано результати моделювання для різних типорозмірів та 
конфігурацій ТГР. 
3  
  
 
 
ЗМІСТ  
ВСТУП   
Розділ 1. ПОТОЧНИЙ СТАН ОБЛАСТІ ДОСЛІДЖЕННЯ І   
ПОСТАНОВКАЗАДАЧІ 
1.1. Короткий огляд сучасного стану систем теплопостачання в 
Україні 
1.2. Властивості і особливості термогідравлічних розділювачів і 
розподілювачів  
1.3. Підвищення енергоефективності транспортування теплоносія 
у системах теплопостачання. 
1.4. Низькотемпературні низьконапірні системи теплопостачання 
1.5. Висновок по розділу 1. Постановка задачі 
 
Розділ 2.ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНЕ ДОСЛІДЖЕННЯ   
ВЛАСТИВОСТЕЙ І РЕЖИМІВ РОБОТИ ТГР 
2.1. Опис схеми експериментального стенду 
2.2. Вимірювальні прилади 
2.3. Експериментальна процедура 
2.4. Визначення погрішностей експерименту 
2.4.1 Погрішність вимірювання перепаду тиску 
2.4.2 Погрішність вимірювання тиску 
2.4.3 Погрішність вимірювання температури 
2.4.4 Погрішність вимірювання об'ємної витрати 
2.5. Результати експериментальних досліджень 
2.5.1 Перепади тиску в патрубках ТГР при окремій роботі 
контурів 
2.5.2 Вплив витрат  в контурах один на одного 
2.5.3 Перепади тиску на патрубках ТГР при сумісній роботі 
декількох контурів 
2.5.4 Вплив температури теплоносія на перепади тиску 
2.5.5 Температурні графіки при різних режимах роботи ТГР 
2.6. Спрощені математичні моделі для перепускного і 
змішувального режимів роботи  ТГР 
2.7. Висновки до розділу 2 
 
  
МКР 23.144.02 ПЗ 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата 
 Розроб. Дібрівний О.В 4  Літ. Арк. Акрушів 
Зміст 
 Перевір. Плахотний О.П.     
 Реценз.   магістерської роботи 
 Н. Контр.  ЧДТУ, МТЕ-88 
 Затверд.  Калейніков Г.Є. 
 
 
Розділ 3. МАТЕМАТИЧНЕЕ МОДЕЛЮВАННЯ ТЕПЛОГІДРАВЛІЧНИХ 
ПРОЦЕСІВІ РЕЖИМІВ РОБОТИ ТГР В ANSYS FLUENT 
3.1 Обчислювальна гідродинаміка в ANSYS Fluent 
3.2Моделювання теплогідравлічних процесів і режимів роботи ТГР в 
ANSYS Fluent 
3.3Результати моделювання і порівняння з експериментальнми даними 
3.3.1Моделювання ТГР в перепускному режимі роботи для схеми 
підключення неконденсаційних котлів 
3.3.2Моделювання ТГР в перепускному режимі роботи для схеми 
підключення конденсаційних котлів 
3.3.3Моделювання ТГР в змішувальному режимі роботи для схеми 
неконденсаційних котлів 
3.3.4 Моделювання ТГР в змішувальному режимі роботи для схеми 
підключення конденсаційних котлів 
3.4. Моделювання режимів роботи ТГР інших типорозмірів і конфігурацій    
3.3.5Моделювання режимів роботи ТГР збільшеного розміру 
3.3.6 Моделювання номінального режиму роботи ТГР зі збільшеним числом 
патрубків 
3.5. Термічна стартифікація по висоті ТГР 
3.6. Пояснення до деяких експериментальних результатів і їх інтерпретація  
3.7. Висновки по розділу 3 
Розділ 4.  БЖД 
 
ВИСНОВКИ ПО РОБОТІ 
5  
  
 
 
СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ 
  
6  
  
 
 
ВСТУП 
Актуальність теми дослідження 
Транспортування теплоносія у системах теплопостачання є областю зі 
значним потенціалом енергозбереження. У більшості традиційних систем 
теплопостачання теплоносій транспортується від джерела 
теплопостачання по теплових мережах до споживачів з допомогою 
потужних мережних насосів. Напір цих насосів визначається втратами 
тиску у найбільш віддаленого споживача, втратами тиску у магістральних 
трубопроводах до цього споживача і втратами тиску на джерелі 
теплопостачання. При цьому у всій системі встановлюються дросельні 
шайби, регулятори перепаду тиску, балансувальні клапани для гасіння 
надлишкового напору в теплових пунктах і у споживачів, розташованих 
ближче до джерела теплопостачання , що призводить до значних 
перевитрат електроенергії в  системах теплопостачання. В той же час 
наявність регулюючої дросельної арматури в сучасних системах 
теплопостачання є необхідністю, а перевитрата електроенергії - 
вимушеною, оскільки гідравлічні і теплові режими споживачів 
взаємозалежні. До сучасних житлових, громадських і адміністративних 
будівель одночасно висуваються вимоги енергоефективності і комфортного 
перебування людей, які можуть бути задовільнені з допомогою засобів 
автоматизації. Однак недостатня  автоматизація сучасних систем 
теплопостачання може приводити до гідравлічного розбалансування і 
відповідно порушенню регулювання теплового режиму споживачів і 
перевитраті теплової енергії. Для вирішення вище перерахованих проблем 
в системах теплопостачання можуть бути використані термогідравлічні 
розподілювачі (ТГР) сумісно з насосами з частотно – регулювальним 
приводом (ЧРП). Не дивлячись на те , що ТГР достатньо широко 
використовуються у не великих системах децентралізованого 
теплопостачання і приватних домоволодіннях, на даний час є не велика 
7  
  
 
 
кількість літератури, що присвячена дослідженням таких пристроїв, їх 
внутрішніх властивостей та режимів роботи. 
Більшість залежностей і рекомендацій, що пропонуються 
виробниками ТГР, не підкріплені достатніми теоретичними чи 
експериментальними дослідженнями. Оскільки внутрішні процеси, що 
протікають в ТГР, режими роботи, процеси змішування і розділення 
потоків в ньому, розподіл швидкостей, температур і тисків не досліджені, 
то дані задачі є актуальними для можливості подальшого раціонального 
застосування ТГР в системах централізованого теплопостачання. Також 
актуально  найбільш підходящих і економічно обґрунтованих способів 
застосування ТГР в системах централізованого теплопостачання з метою 
скорочення використання енергоресурсів. 
Мета роботи. 
Підвищення ефективності систем теплопостачання на основі 
використання термогідравлічних розподілювачів в колекторно-
розподільчих схемах з’єднання джерел теплопостачання , теплових пунктів 
и потреб теплових пунктів і споживачів. 
Об’єктами дослідження є термогідравлічний розподілювач (ТГР) і 
схемні рішення по його застосуванню в системах теплопостачання. 
Задачі роботи. 
• Доопрацювання експерементальної установки і проведення 
експерементальних досліджень властивостей і режимів роботи ТГР в 
системах теплопостачання. 
• Проведення чисельного моделювання теплогідравлічних процесів і 
Режимів роботи ТГР і порівняння моделі з отриманими 
експериментальними даними. 
• Дослідження властивостей і режимів роботи ТГР з допомогою 
отриманої моделі. 
8  
  
 
 
• Розробка нових енергоефективних схемних рішень по застосуванню 
ТГР в системах централізованого теплопостачання. 
• Проведення техніко-економічного аналізу застосування ТГР в 
системах теплопостачання. 
Практична значимість роботи. 
• Отримані спрощені моделі режимів роботи ТГР і чисельна модель 
можуть бути використані при проектуванні ТГР і колекторно -розподільчих 
систем теплопостачання на основі ТГР. 
• Отримані практичні рекомендації по раціональному  використанню 
ТГР в системах теплопостачання. 
• Показано, що використання ТГР в сукупності з насосами з ЧРП в 
системах теплопостачання дозволяє добитись розділення контурів у 
гідродинамічному режимі і економії електроенергії при транспортуванні, 
розподілі і споживанні теплоти. 
Методологія і методи дослідження. 
Дослідження теплогідравлічних процесів і режимів работи ТГР 
проводились на експериментальній установці, що моделює систему 
централізованого теплопостачання, в якій встановлено ТГР. Чисельне 
моделированиемоделювання теплогідравлічних процесів і режимів роботи 
ТГР проводилось в програмному пакеті ANSYS Fluent. При розрахунках 
використовувались загальноприйняті закони тепло масообміну і 
гідродинаміки. 
Достовірність результатів роботи визначається: 
• використанням загальноприйнятих методик планування і проведення 
експериментальних досліджень з застосуванням засобів вимірювань 
достатньої точності; 
• можливістю перевірки результатів експериментальних досліджень 
режимів роботи ТГР в різних серіях експериментів; 
9  
  
 
 
• коректним виткористанням програмного пакету моделювання 
теплогідравлічних процесів; 
• злагодженістю результатів чисельного моделювання з результатами 
експериментальних досліджень. 
Структура і об’єм роботи 
Текст роботи (містить     сторінки машинописного тексту, 86 малюнків и 24 
таблиці) включає в себе введення, 3 розділи, заключення, список 
використаних джерел. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  
10  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
Розділ 1. ПОТОЧНИЙ СТАН ОБЛАСТІ ДОСЛІДЖЕННЯ І 
ПОСТАНОВКА ЗАДАЧІ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 МКР 23.144.02 ПЗ 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дат
 а 
 Розроб. Дібрівний 1 ПОТОЧНИЙ СТАН ОБЛАСТІ Літ. Арк. Акрушів 
 Перевір. Плахотний 11  
ДОСЛІДЖЕННЯ І   
 Реценз.    
ПОСТАНОВКА ЗАДАЧІ 
 Н. К онтр.  ЧДТУ, МТЕ-88 
 Затверд. Калейніков 
  
1.1 Короткий огляд сучасного стану систем теплопостачання в Україні. 
На даний час проблемам енергопостачання приділяють все більше 
уваги у всьому світі. Зокрема в Україні останнім часом були прийняті 
декілька законів, що стимулюють запровадження енергозберігаючих 
технологій в промисловості і комунально – побутовій сфері. 
Теплопостачання в Україні є великою галуззю промисловості, яка 
споживає значну кількість паливно – енергетичних ресурсів. Централізоване 
теплопостачання и теплофікація є одними із найбільш економічних способів 
виробництва теплової енергії при високій щільності теплового 
навантаження. Основними джерелами теплоти в системах централізованого 
теплопостачання є великі районні котельні, що мають високий коефіцієнт 
використання палива. А під теплофікацією розуміють централізоване 
теплопостачання на базі комбінованого виробництва теплової і електричної 
енергії, яка характеризується економією палива у порівнянні з окремим 
виробництвом тепла і електричної енергії. 
У Радянському Союзі теплопостачання, підприємств та міст в 
основному проводилось централізовано. Це було пов’язано з тим, що СРСР 
був одним з промислових лідерів, і на потреби виробництва витрачалась 
велика кількість енергії. Окрім цього, концентрація теплових навантажень  
у містах, що розвивались дозволяла використовувати переваги 
централізованого теплопостачання (ЦТП). З розпадом СРСР і подальшою 
кризою в економіці і промисловості України доцільність ЦТП дуже часто 
стає сумнівною. Неоднозначність вибору між системами централізованого і 
децентралізованого теплопостачання привела до досліджень різних 
критеріїв, наприклад, радіуса теплопостачання Відмові від ЦТП як правило 
сприяють наступні фактори: фізична зношеність обладнання і теплових 
мереж, не ефективні огороджувальні конструкції будівель, недостатня 
автоматизація, великі витрати на транспортування теплоти. До витрат на 
транспортування теплоти можна віднести втрати теплоносія через витоки 
12  
  
 
 
(5-20% витрат в мережі), теплові втрати через ізоляційні конструкції (12-
20% теплової потужності), а також витрати  електроенергії на перекачування 
теплоносія (6-10%). Не дивлячись на те, що нормативна документація  
передбачає проектування теплових мереж зі строком служби  не менше 30 
років, більшість сталевих трубопроводів теплових мереж не витримують і 
половини цього строку через інтенсивність внутрішньої і зовнішньої корозії, 
низкого низької якості робіт по проектуванню і монтажу. Настільки високі 
втрати теплової енергії і теплоносія у теплових мережах можуть 
підштовхувати до висновку, що ЦТП і комбіноване виробництво теплоти і 
електроенергії в сучасних умовах в Україні не економічні. Частково через 
це, частково з економічних причин в останні роки в країні активно 
протікають процеси переходу від централізованої теплофікації до окремих 
котелень, тобто від комбінованого виробництва теплової і електричної 
енергії до окремого виробництва теплоти на котельнях і електроенергії При 
визначенні тарифів, як і раніше, залишається не вирішеною задача 
обґрунтованих витрат палива на виробництво теплової і електричної енергії 
при їх комбінованому виробництві. Саме тому існуючі тарифи приводять до 
перехресного субсидіювання електроенергетики за рахунок теплової 
енергетики. Спробою змінити цю ситуацію стало введення методу 
альтернативної котельні  для розрахунку тарифу на теплову  енергію, однак 
і цей метод піддається серйозній критиці. 
Витрати на експлуатацію теплових мереж можуть складати 50% від 
загальних витрат в системах теплопостачання. Тому в даній роботі було 
вирішено сконцентруватись на проблемах транспортування теплоносія в 
системах теплопостачання і на дослідженні термогідравлічного 
розподілювача (ТГР) - пристрою, який може посприяти підвищенню 
енергоефективності передачі і розподілу теплоти. 
1.2 Властивості і особливості термогідравлічних розділювачів і 
розподілювачів: 
13  
  
 
 
ТГР конструктивно являє собою колектор великого діаметру, який має малий 
гідравлічний опір відносно опорів приєднаних до нього контурів (малюнок 
1.1). ТГР розділяє первинний (первинні) контур(и) від вторинного 
(вторинних), що дозволяє уникнути взаємного впливу контурів один на 
одного при роботі в гідродинамічному режимі. При цьому ТГР 
класифікуються як розділювачі (пристрої для підключення одного 
споживача) і розподілювачі (для підключення декількох споживачів). В даній 
роботі акцент буде зроблено в основному на пристрої розподільчого типу. Ці 
пристрої знайшли широке застосування у системах децентралізованого 
теплопостачання для забезпечення постійної витрати теплоносія через 
водогрійний котел і мінімальної допустимої температури теплоносія в 
зворотному трубопроводі перед котлом. Виробники котельного обладнання 
малої потужності активно використовують ТГР у своїх рішеннях. Типові 
рішення відображені в каталогах з технічною інформацією і на принципових 
схемах використання ТГР, наприклад в. На малюнку 1.2 приведена діаграма 
перепаду тиску на ТГР, взята з каталогу виробника. Однак не зрозуміло, що 
виробник має на увазі під перепадом тиску на стрілці, оскільки вважається, 
що ТГР – це нульова точка, в якій перепад тиску прагне до нуля. А на 
малюнку 1.2 показані достатньо суттєві перепади тиску (до 20 кПа). На 
малюнку 1.3 показані основні характеристики ТГР, що виробляються. На 
ньому видно, що є можливість придбати ТГР з максимальним діаметром 
патрубків Дн400 і витратою до 800 м /г. В цілому, при аналізі інформації від 
виробників ТГР виникають і додаткові питання. Наприклад, методика 
визначення діаметру ТГР, так зване «правило трьох діаметрів» (малюнок 1.1 
), є емпіричною і на даний час не має під собою теоретичної бази. Також 
немає ясності в питанні оптимальної геометричної конфігурації ТГР, 
розташування вхідних і вихідних патрубків. Режими роботи ТГР достатньо 
слабко досліджені, особливо, що стосується змішувального режиму, який 
багатьма виробниками не рекомендується до експлуатації. 
14  
  
 
 
Часто ТГР використовують в не великих системах децентралізованого 
теплопостачання, але вони в повній мірі можуть бути використані і в 
системах централізованого тепло постачання: на джерелах тепло 
постачання, на теплових пунктах, в системах тепло споживання. Наявні 
приклади використання ТГР на теплових пунктах. Не дивлячись на те, що 
ТГР може функціонувати як в вертикальному, так і в горизонтальному 
положенні, але кращим  положенням  є вертикальне. Оскільки швидкість 
руху теплоносія в ТГР не велика, то в вертикальному положенні з’являється 
можливість видаляти повітря і шлам з системи з допомогою повітро 
відвідник та дренажного крана відповідно. 
 
Малюнокок 1.1. Схема термогідравлічного розподілювача (ліворуч) і 
термогідравлічного розділювача (праворуч) 
 
Діаграма перепаду тиску на стрілці 
15  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Витрата м3/г 
Малюнок 1.2. діаграма перепаду тиску на ТГР взята з каталогу 
виробника. 
Розміри , мм. 
В 
Маса, 
Тип потужність, витрата, 
DN А С D J (кг) 
приєднання (кВт) (м3/г) 
Фпр исоеСд . Ф С 
50 490 350 260 980 57 - 100-200 5-15 27 17 
65 635 350 260 1125 76 - 180-330 10-17 30 20 
80 745 470 370 1380 89 - 300-450 15-30 42 28 
100 965 470 366 1625 114 - 400-770 25-55 52 38 
125 1180 635 525 2065 133 - 700-1150 35-80 100 75 
150 1430 774 664 2585 159 655 1000-1750 55-120 182 152 
200 1860 1000 876 3355 219 826 1500-2800 90-200 301 255 
250 2340 1220 1080 4135 273 977 2500-4500 110-350 548 487 
300 2790 1220 1064 4585 325 977 4200-6400 150-500 705 615 
350 3060 1580 1416 5355 377 1227 6000-7700 200-600 1110 980 
400 3500 1870 1700 6115 426 1385 7000-10000 250-800 1650 1502 
Малюнок1.3.Основні характеристики ТГР , що виробляються 
ТГР може функціонувати в трьох режимах: 
• номінальному (сумарна витрата в первинних контурах дорівнює 
сумарній витраті у вторинних контурах); 
16  
  
 
 
втрати тиску 
• перепускному (сумарна витрата в первинних контурах більше 
сумарної витрати у вторинних контурах); 
• змішувальному (сумарна витрата у первинних контурах менше 
сумарної витрати у вторинних контурах). 
Перепускний режим може бути використаний для приєднання котлових 
агрегатів до ТГР з метою підвищення температури зворотної мережної води 
на вході в котел, що дозволяє запобігти термічним ударам і ризику низько 
температурної сірчанокислотної корозії. Є достатньо добре опрацьовані і 
вивчені рішення по застосуванню  ТГР для котлів у системах 
децентралізованого теплопостачання. При цьому необхідно підтримувати 
витрату у первинному контурі як мінімум на 10% вище, ніж витрата у 
вторинних контурах. У інших випадках використання цього режиму 
недоцільно, оскільки це веде до підвищення витрати мережної води, 
підвищенню температури зворотної води, збільшенню споживання 
електроенергії на транспортування теплоносія, зниженню ефективності 
теплофікаційних приборів ТЕЦ. В роботі  показано, що, наприклад, схема 
приєднання абонентів до теплового пункту через ТГР не дозволяє досягнути 
скорочення затрат електроенергії у порівнянні з традиційною схемою з 
насосним змішуванням, якщо ТГР працює у перепускному режимі. 
В номінальному режимі споживачі отримують необхідну кількість 
теплоносія з необхідною температурою, тому цей режим може бути 
рекомендований до застосування і може рахуватись оптимальним з точки 
зору енергозберігаючого ефекту. 
Змішувальний режим також може бути корисним, наприклад, у якості 
альтернативи схеми теплового пункту з елеваторним змішуванням. Окрім 
того для конденсаційних котлів, коли немає необхідності підвищувати 
температуру зворотної води, ТГР може використовуватись у змішувальному 
режимі максимальної витрати через котел при підключенні споживачів з 
низькою різницею температур (контур теплої підлоги, наприклад). Також 
17  
  
 
 
ТГР може служити для підключення декількох джерел до одної системи 
теплопостачання. У випадку каскадного підключення котлів (послідовне 
з’єднання котлів) необхідно забезпечити рівні витрати через кожний із них, 
щоб отримати рівномірний відбір теплоти, стабільну роботу пальників 
котлів. Для цього може використовуватись або схема з попутним рухом 
теплоносія (схема Тіхельмана), або термогідравлічний  розподілювач. 
Перераховані вище варіанти використання ТГР з котлоагрегатами широко 
використовуються у системах не великої потужності. Але в системах 
централізованого теплопостачання теплові навантаження і витрати 
мережної води багатократно перевищують навантаження і витрати, 
характерні для децентралізованих систем. Тоді розміри ТГР можуть 
виявитись занадто великими для виготовлення, монтажа і експлуатації. У 
такому випадку можна використовувати універсальний термогідравлічний 
розподілювач, який являє собою розподільчий и збиральний колектори, 
з’єднані насосом. Завдяки використанню насоса можна підключати джерела 
теплопостачання і споживачів великої потужності без збільшення 
геометричних розмірів пристрою . 
Припустимим перевагами використання ТГР в системах централізованого 
теплопостачання є: 
• розділення контурів джерела теплопостачання, теплової мережі і 
споживачів у гідродинамічному режимі роботи (при цьому зміна витрати 
теплоносія в системах тепло споживання не викликає змін витрати 
теплоносія в інших контурах споживачів); 
• зниження затрат електроенергії на транспортування теплоносія 
завдяки гідродинамічній розв’язці контурів, приєднаних до ТГР, і 
використанню частотного регулювання насосів; 
• Забезпечення високої якості тепло постачання споживачів з 
мінімальними енергозатратами; 
18  
  
 
 
• Можливість підключення віддалених від джерела споживачів без  
використання підвищувальних насосів. 
Одною з найбільш важливих властивостей ТГР є забезпечення стабільності 
витрати в первинному контурі при змінному споживанні вторинного контура 
(контурів). На малюнку 1.4.приведений графік, на якому показана крива 
витрати води на опалення (номер 2), криві витрати води на ГВП при різному 
коефіцієнті нерівномірності споживання (номера 3-8), крива сумарної 
мережної води (номер 1). На малюнку видно, що крива номер 1 являє собою 
майже постійні значення витрати мережної води (16-17 т/г) у всьому 
інтервалі зовнішніх температур повітря. 
 
 
Малюнок 1.4. Графіки витрат мережної, води на опалення і ГВП при 
використанні ТГР. 
На сьогоднішній день існують спрощені математичні моделі систеpм з ТГР 
. Для схеми, приведеної на малюнку 1.5, в роботі запропонована наступна 
математична модель: 
S ∑ k * Q k * │ Q k │ + S p * Q p * │ Q p │ - H k o = 0                              (1.1) 
S∑ts*Qts*│Qts│-Sp*Qp*│Qp│-Hts0=0                                                             (1.2) 
19  
  
 
 
Q k - Q t s - Q p  =  0                                                         (1.3) 
Рівняння характеристики насоса в контурі джерела: 
Н к  =  H k o - S 2
k * Q k                                                                                      (1.4) 
Рівняння характеристики насоса в контурі теплової мережі:  
H t s  =  H 2
tso - Sts * Qts                                                                                    (1.5) 
Умовні позначення: 
Hk0 - напір насоса на джерелі при нульовій подачі, м.в.ст.; 
Sk – опір проточної частини насоса, м*г2/м6; 
Qk – об’ємна витрата насоса, м3 /г; 
Hts0 – де напір насоса на джерелі при нульовій подачі, м.в.ст.; 
Sts – опір проточної частини насоса, м*г2/м6; 
Qts – об’ємна витрата насоса, м3 /г; 
S∑k= Sk+ Sts+ Stk, де 
Sка- опір джерела, м*г2/м6; 
Stк- опір трубопроводів обв’язки контура джерела, м*г2/м6; 
S∑ts= Sts+ Stts, де 
Stts- сумарний опір трубопроводів теплової мережі і споживачів м*г2/м6 
 
Малюнок1.5  Принципова система теплопостачання з термогідравлічним 
розподілювачем 
20  
  
 
 
Аналогічно, використовуючи рівняння Кірхгофа, була запропонована 
математична модель для схеми з декількома контурами споживачів 
(малюнок 1.6) 
 
Малюнок 1.6. Принципова схема термогідравлічного розподілювача з 
насосним вузлом змішування 
Однак дані математичні моделі описують тільки гідравлічні особливості 
роботи ТГР у відриві від теплових процесів, що виникають при змішуванні 
і розділенні потоків в середині ТГР. Оскільки передбачається використання 
ТГР в системах теплопостачання, то необхідно враховувати і гідравлічні і 
теплові процеси, що протікають в ТГР. Тому актуальною задачею є розробка 
нових моделей, що доповнюють існуючі моделі для більш повного опису 
тепло гідравлічної картини ТГР. 
1.3 Підвищення енергоефективності транспортування теплоносія в 
системах теплопостачання 
В існуючих системах теплопостачання для транспортування 
теплоносія до споживача використовуються потужні циркуляційні насоси, 
встановлені зазвичай на джерелі теплопостачання. Напір цих насосів 
визначається втратами тиску у найбільш віддаленого споживача, втратами 
21  
  
 
 
тиску у магістральних трубопроводах до цього споживача і втратами на 
джерелі теплопостачання. При цьому споживачі, розташовані ближче до 
джерела, частіше за все отримують надлишковий  наявний напір, який 
дроселюється на регуляторах перепаду тиску, витрати і іншої регулюючої 
арматури. В статті  показано, що сумарна встановлена потужність мережних 
насосів для централізованого теплопостачання міста мільйонника може 
складати більше 500 МВт. Із них за приблизними оцінками, біля 100 МВт 
втрачаються при дроселюванні Деякі дослідники пропонують рішення щодо 
раціонального використання надлишкового перепаду тиску у споживачів. 
Суть цих рішень закладається в тому, щоб направити теплоносій з 
надлишковим  перепадом тиску на робоче колесо гідротурбіни замість 
регулюючої арматури. При цьому потенціальна енергія потоку 
перетвориться в кінетичну енергію руху робочого колеса, яка потім 
перетвориться електрогенератором в електричну енергію. Таким чином, 
замість втрат напору при дроселюванні можна отримати корисний ефект у 
вигляді додатково виробленої електроенергії. Принципово іншим  підходом 
до вирішення цієї проблеми є ідея про те, щоб не створювати у споживачів 
надлишкові перепади тиску. Тобто кожному споживачу теплоносій  повинен 
надходити в необхідній кількості, з необхідним перепадом тиску у 
відповідності до температурного графіку. При цьому регулювання і 
балансування теплових навантажень та гідравлічних режимів проводиться 
не з допомогою дросельної арматури ,а регулюванням частоти обертання 
валу насоса з частотно – регулювальним приводом (ЧРП). Схожа ідея 
знайшла відображення в декількох статтях авторів з Китаю. В цих статтях 
використовується пристрій - гідравлічний коннектор з малим перепадом 
тиску, який має схожість з ТГР. 
22  
  
 
 
В статті  дослідники з Китаю зрівнюють централізовану систему з 
розподільчими насосами з частотними перетворювачами (DVSP DH system) 
і централизованную систему з центральним циркуляційним насосом (CCCP 
DH system). Спрощені схеми приведені на малюнку  1.7. В системі DVSP 
використовується гідравлічний коннектор (байпас) для розділення контуру 
джерела і контурів споживача. В статті приводиться математична модель 
системи DVSP, яка була скорегована по результатах випробувань, 
проведених на діючій системі  теплопостачання. Таким чином, в 
математичну модель був введений коефіцієнт опорів:    
        
       (1.6) 
 
Де∑к∆Рк гілки j – сума опорів гілки, на якій розташований насос j 
∑k∆Pк контур j- сума опорів трубопроводів контура, за виключенням 
гілки, на якій розташований насос j. Відповідно, рівняння математичної 
моделі змінились: 
            (1.7.) 
 
Де G- об’ємна витрата ,м3∕c; n- обертання валу насосу об ∕хв. 
 
     (1.8) 
 
де Н — напір насосу, м.в.ст.; S – опір насосу, м*с2/м6. 
За результатами випробувань системи теплопостачання, що функціонує у 
китайському місті Корла (Kuerle), також було виявлено, що системи DVSP 
споживають мінімум, на 31 % менше електроенергії, ніж радянські системи 
при зміні витрат у одного чи декількох споживачів. Це говорить про значний 
потенціал енергозбереження при переході від радянських систем до DVSP 
систем, що дозволить звільнити електричні потужності для споживачів 
ЖКГ, для  промислових потреб та інших цілей. Однак розглядаючи 
п’єзометричні графіки двох систем (малюнок 1.8), необхідно відмітити, що 
23  
  
 
 
в DVSP системі тиск у трубопроводі подачі нижче , ніж тиск у зворотному 
трубопроводі. Ця особливість повинна враховуватись  При проектуванні 
таких систем, щоб запобігти можливому закипанню води в системі , 
кавітації насосів. 
 
Малюнок 1.7. Спрощені системи DVSP і радянських систем 
 
Малюнок 1.8. П’єзометричні графіки DVSP и CРCP систем 
 
Схожі дослідження були проведені в іншому китайському місті - 
Далянь (Dalian). В результаті було виявлено, що DVSP система 
теплопостачання дозволить зекономити 49 % електроенергії на 
перекачування теплоносія у порівнянні з радянською системою. При цьому 
строк окупності DVSP системи складе один рік. Інша стаття тих же авторів, 
описує оптимальні питомі втрати тиску в DVSP і радянських системах.           
В статті показано, що для DVSP систем в місті Далянь питомі втрати тиску 
змінюються від 30 до 100 Па/м в залежності від опалювальної площі 
24  
  
 
 
будівель району. В той же час для більшості радянських систем це значення 
знаходиться в інтервалі 30-70 Па/м. В статті показано, що річні еквівалентні 
витрати системи DVSP скорочуються на 20,8-27,7% у порівнянні з 
радянською системою. В роботі пропонується використовувати гібридну 
схему теплопостачання, в якій використовують як регулюючі клапани, так і 
розподільчі насоси з ЧРП. Нова гібридна схема дозволила знизити тиск на 
виході з котла з 1,27 до 0,81 МПа, а також скоротити річне споживання 
електроенргії на 28,5%. Продовженням робіт у цій області стала стала 
наступна стаття, в якій розглянуті фактори, що впливають на 
енергозберігаючий ефект DVSP систем. Було виявлено , що: 
• При збільшенні втрат тиску на джерелі теплопостачання 
енергозберігаючий ефект системи DVSP знижується; 
• при збільшенні числа споживачів енергозберігаючий ефект DVSP 
системи збільшується; 
• при збільшенні втрат тиску в головній магістралі енергозберігаючий 
ефект DVSP системи збільшується; 
Окрім систем теплопостачання DVSP система может бути 
використана і для холодо постачання. В статті приводиться порівняння 
радянської системи холодо постачання і DVSP системи з акумулятором 
холодної води, який відіграє роль ТГР великого розміру. У такому випадку 
відбувається не тільки гідродинамічне розділення контурів джерела і 
споживача, але і згладжування денних піків споживання холоду за рахунок 
його накопичення в нічний час. На основі експлуатаційних випробувань і 
результатів моделювання було виявлено, що DVSP система з акумулятором 
холодної води приводить до економії електроенергії на 10% у порівнянні з 
традиційною радянською системою. 
В статті показана система з «енергетичною шиною» на основі  
кільцевої топології мережі. У такій системі використовуються  подавальний 
25  
  
 
 
і зворотній колектори у вигляді кілець , до яких паралельно приєднані 
джерела і споживачі. Якщо у якості джерел і споживачів використати теплові 
насоси, то можна отримати систему тепло – холодо постачання, що 
функціонує цілий рік і має високу ефективність. При цьому джерела і 
споживачі гідродинамічно окремі один від одного з допомогою колекторів. 
Оскільки DVSP система не передбачає гідродинамічного розділення 
вторинних контурів багаточисельних споживачів, то при зміні теплового 
(гідравлічного) режиму одного споживача необхідно регулювати теплові 
(гідравлічні) режими інших споживачів. В розгалуженій DVSP системі з 
великим числом розподільчих насосів з частотно - регулювальним приводом 
це може стати складним завданням. У зв’язку з цим у статті інших 
дослідників з Китаю  був запропонований метод регулювання DVSP систем 
для підтримання стійкого і збалансованого гідравлічного режиму роботи 
декількох розподільчих насосів на власні контури, що залежать один від 
одного. Окрім того, була запропонована оптимізаційна модель роботи DVSP 
систем з великим числом джерел і споживачів  
Не дивлячись на те, що запропоновані дослідниками з Китаю схеми 
дозволяють економити електроенергію при транспортуванні теплоносія, 
ефект економії не максимальний, а відсутність гідравлічного розділення 
вторинних контурів споживачів ускладнює алгоритм регулювання таких 
систем. Не дивлячись на те, що вище було вказано про збільшення 
енергозберігаючого ефекту DVSP системи у порівнянні з традиційною 
системою при збільшенні втрат тиску в головній магістралі, додаткової 
абсолютної економії електроенергії можливо досягти, зменшуючи втрати 
тиску в магістралі, наприклад, використовуючи трубопроводи теплової 
мережі більшого діаметру. Також схема підключення кожного споживача до 
ТГР з допомогою окремих трубопроводів, як показано на малюнку 1.9, може 
бути ефективніше DVSP схеми. Однак обидва способи потребують значних 
26  
  
 
 
капітальних витрат, оскільки збільшується діаметр труб чи їх кількість. З 
іншої сторони, зі збільшенням кількості трубопроводів надійність 
теплопостачання повинна вирости, так як аварія на одній ділянці теплової 
мережі не буде впливати на подачу теплоносія іншим споживачам. Також 
необхідно відмітити, що зменшення гідравлічного опору магістральних 
трубопроводів можливе з допомогою гідрофобізації, нанесення поверхнево 
активних речовин на внутрішню поверхню трубопроводів . Такий метод 
може бути дешевше використання трубопроводів великих діаметрів. Окрім 
того, вище було відмічене, що енергозберігаючий ефект DVSP системи у 
порівнянні з традиційною системою зменшується при збільшенні втрат 
тиску у споживачів. Тобто зниження втрат тиску у споживачів є ще одним 
способом досягнення більшого ефекту від застосування DVSP систем. 
Перераховані способи підвищення ефективності DVSP систем потребує 
подальших досліджень, що також включає в себе подальше дослідження 
областей раціонального застосування ТГР і колекторів малого перепаду 
тиску на джерелі теплопостачання, на теплових пунктах, у споживачів у 
системах теплопостачання.  
27  
  
 
 
 
Малюнок 1.9. Схема та п'єзометричний графік DVSP системи (ліворуч) та 
схема та п'єзометричний графік системи з підключенням кожного споживача 
через ТГР (праворуч). 1 - джерело теплопостачання, 2 - ТГР, 3 - центральний 
мережевий насос, 4 - бак підживлювальної води, 5 - підживлювальний насос, 
6 - розподільчі насоси, 7 - споживачі теплоти. 
 
Слід зазначити, що використання ТГР також передбачає деякі 
складності регулювання, які мають враховуватися під час проектування та 
експлуатації систем з ТГР. Якщо під час роботи ТГР у номінальному режимі 
регулювання теплових навантажень у системі теплопостачання 
передбачається проводити зміною частоти обертання валу відповідного 
насоса (кількісне регулювання), то при цьому для збереження номінального 
режиму необхідно змінювати частоту обертання валу насоса не тільки 
контуру споживача, але і джерела контуру. В іншому випадку режим роботи 
ТГР буде не номінальним, а змішувальним або перепускним, що зменшить 
енергозберігаючий ефект. Виняток складатиме ТГР, встановлений на 
28  
  
 
 
джерелі теплопостачання. У разі якщо як джерело теплопостачання 
виступає неконденсаційний котел, необхідно підтримувати перепускний 
режим роботи ТГР. 
При регулюванні систем з ТГР за допомогою частотного регулювання 
гідравлічна ефективність насосів знижується, причому зниження можна 
оцінити за формулою(1.9) , запропонованою у статті :  
    (1.9) 
де n1 і ƞ1 – частота обертання валу і гідравлічний  ККД насосу в 
номінальному режимі, а п2 і ƞ2 – понижена частота обертання валу і новий 
гідравлічний ККД насосу. Формула (1.9) справедлива для насосів великих 
типорозмірів. Зниження гідравлічного ККД виявляється не значним якщо 
зміна частоти обертання не перевищує 33% від номінального значення. При 
зниженні частоти обертання на 50%, зниження гідравлічного ККД буде 
складати порядка 10% від номінального значення. Окрім того, необхідно 
враховувати ККД електроприводу (ƞед) і частотного перетворювача (ƞчаст). 
Тоді ККД насосного агрегата можна знайти за формулою (1.10): 
       (1.10)  
 
Наведені формули дозволяють врахувати зміну ККД насосних агрегатів у 
разі кількісного регулювання системи теплопостачання на основі ТГР та 
розподілених насосів із ЧРП.  
1.4 Низькотемпературні низьконапірні системи теплопостачання 
DVSP системи на базі розподільчих насосів із ЧРП та колекторів 
малого перепаду тиску розглядаються як одна з доступних технологій для 
застосування в низькотемпературних системах теплопостачання з метою 
скорочення споживання електроенергії . 
Нині низькотемпературні системи теплопостачання є предметом 
підвищеного інтересу у країнах . У першу чергу це пов'язано з тим, що 
29  
  
 
 
низькотемпературні системи теплопостачання мають широкі можливості 
для інтеграції нетрадиційних та відновлюваних джерел енергії (НеВДЕ) до 
систем теплопостачання з метою зниження викидів діоксиду вуглецю в 
навколишнє середовище, збільшення частки НеВДЕ у загальному 
споживанні енергії відповідно до стратегії Європейського Союзу. «20-20-
20». Також передбачається створення «розумних» мереж теплопостачання  
на основі низькотемпературних систем, в яких споживачі зможуть як 
купувати теплову енергію з мережі, так і продавати її в мережу у разі 
самостійної локальної генерації. Іншими очевидними перевагами 
низькотемпературних систем є : 
• підвищення ефективності ТЕЦ та збільшення вироблення 
електроенергії за комбінованим циклом, оскільки для низькотемпературних 
систем теплопостачання використовуються відбори пари з меншими тиском 
та температурою. Наприклад, при зниженні температури теплоносія в 
трубопроводі, що подає, з 130 до 80 °С, тиск і температура насичення пари 
у відборах турбіни знизяться, і величина питомої комбінованої виробітку 
збільшиться приблизно на 34-42 кВт*г/ГДж в залежності від початкових 
параметрів пари перед турбіною ; 
• менші втрати теплоти у навколишнє середовище, оскільки 
зменшується різниця температур між теплоносієм та навколишнім 
середовищем. Оскільки теплові втрати пропорційні різниці температур між 
теплоносієм і навколишнім середовищем, зниження цієї різниці, наприклад, 
на 50% призведе до зменшення теплових втрат також на 50% ; 
Ще однією передбачуваною перевагою низькотемпературних систем можуть 
стати більш комфортні умови в опалюваних приміщеннях у зв'язку з 
меншим температурним градієнтом по висоті приміщення і меншим 
конвективним потоком повітря. Водночас площа поверхні та конструкція 
опалювальних приладів мають бути змінені та адаптовані під 
30  
  
 
 
низькотемпературні системи теплопостачання . Крім того, необхідний 
перегляд вимог до нормативних втрат теплоти від трубопроводів для 
низькотемпературних систем та проведення техніко-економічного аналізу 
різних варіантів конструкцій теплової ізоляції . 
Оскільки низькотемпературні системи теплопостачання мають на увазі 
нижчі температури в трубопроводах теплової мережі, що подає і зворотному, 
порівняно з традиційними системами, то гідравлічний режим таких систем, 
ймовірно, буде також відрізнятися. Це може виражатися у збільшенні 
витрати теплоносія та, як наслідок, збільшенні гідравлічних втрат у тепловій 
мережі . Застосування ТГР у таких випадках може бути необхідним, 
оскільки він працює при невисоких перепадах тиску. Аналогічно ТГР може 
застосовуватися і в системах холодо постачання, де зазвичай є невеликий 
перепад температур між трубопроводами, що подають і зворотним . 
Зниження розрахункових температур мережевої води в 
низькотемпературних системах теплопостачання з якісним регулюванням 
призведе до того, що зона "зламу" температурного графіка розшириться, і 
почнеться при нижчих температурах зовнішнього повітря. Це призведе до 
збільшення діапазону регулювання опалювального навантаження 
кількісним методом, а також глибини регулювання витрати. У цьому 
випадку застосування ТГР дозволяє зменшити коливання витрат мережної 
води в магістральних лініях теплової мережі. 
Але найімовірнішими методами регулювання низькотемпературних систем 
централізованого теплопостачання будуть якісно-кількісне чи кількісне 
регулювання . У системах з використанням ТГР також можуть бути 
використані якісно-кількісне чи кількісне регулювання, оскільки в цих 
системах встановлюються насоси з ЧРП. Отже, перспективним напрямом 
застосування ТГР можуть стати низькотемпературні системи 
теплопостачання з постійною невисокою температурою теплоносія. 
31  
  
 
 
Трубопроводи у системах теплопостачання повинні забезпечувати надійне 
транспортування теплоносія споживачам. Існують різні фактори, що 
призводять до старіння трубопроводів та подальших аварій у теплових 
мережах. Серед таких факторів можна виділити фізичні (вік, матеріал, 
діаметр, товщина стінки трубопроводу; типи з'єднань; покриття та ізоляція 
трубопроводу), природні (клімат; сейсмічна активність; блукаючі струми; 
тип ґрунту; ґрунтові води), експлуатаційні (тиск теплоносія; витоку; якість 
теплоносія, швидкість теплоносія, експлуатаційні режими, порядок 
технічного обслуговування та ремонту) . Використовуючи ТГР у 
низькотемпературних системах теплопостачання, можна отримати 
низьконапірні низькотемпературні системи з меншими робочими 
температурами та тисками, що дозволить підвищити надійність роботи 
енергетичного обладнання та знизити аварійність у теплових мережах. Крім 
того, в низьконапірних низькотемпературних системах з'явиться можливість 
більш широкого використання полімерних трубопроводів, що мають високу 
стійкість до корозії, великий термін служби, малу вагу, низькі коефіцієнти 
шорсткості і теплопровідності. З урахуванням високого ступеня зношеності 
існуючих трубопроводів теплових мереж, зниження параметрів теплоносія 
має бути ефективним засобом зниження аварійності в теплових мережах. 
Ще однією перевагою низьконапірних систем теплопостачання має стати 
підвищення гідравлічної стійкості абонентських систем, оскільки 
гідравлічна стійкість підвищується при зменшенні втрат напору теплової 
мережі. 
1.5 Постановка задач досліджень 
• Термогідравлічний розподілювач є пристроєм (колектором) малого 
перепаду тиску для поділу приєднаних до нього контурів гідродинамічному 
режимі. Ця властивість може бути широко використана в існуючих та 
перспективних системах теплопостачання (низькотемпературних 
32  
  
 
 
низьконапірних системах теплопостачання). 
• При аналізі наявних математичних моделей ТГР виявлено 
необхідність розробки додаткових моделей, що дозволяють спільно з 
існуючими моделями повніше описати теплогідравлічні процеси, що 
протікають у ТГР. 
• У роботах інших дослідників показаний значний енергозберігаючий 
ефект від запровадження колекторів малого перепаду тиску в сукупності з 
насосами з ЧРП у системи централізованого теплопостачання. Однак ці 
рішення можуть бути покращені для досягнення більшої економії 
електроенергії в системах теплопостачання. 
Як основні завдання дослідження можна назвати такі: 
• експериментально та за допомогою чисельного моделювання 
перевірити наявні в літературі властивості та особливості ТГР; 
• експериментально та за допомогою чисельного моделювання 
дослідити додаткові внутрішні властивості та особливості, характерні для 
ТГР, а також режими його роботи; 
• визначити місця найбільш доцільної установки ТГР у системах 
теплопостачання; 
• запропонувати рекомендації та схемні рішення для проектування 
систем централізованого теплопостачання з ТГР; 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
33  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Розділ 2. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ВЛАСТИВОСТЕЙ 
І РЕЖИМІВ РОБОТИ ТГР 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 МКР 23.144.02 ПЗ 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дат
 Розроб. Дібрівний а 2. ЕКС ПЕРИМЕНТАЛЬНЕ Літ. Арк. Акрушів 
 Перевір. Плахотний Д ОСЛІДЖЕННЯ   
 Реценз.  ВЛАСТИВОСТЕЙ І РЕЖИМІВ 
 Н. Контр.   ЧДТУ, МТЕ-88 
 Затверд. РОБОТИ ТГР 
Калейніков 
34  
  
 
 
2.1 Опис схеми експериментального стенду 
Для проведення досліджень було зроблено: Стенд, який являє собою 
фізичну модель системи теплопостачання, в якій використовується ТГР, і 
включає (мал. 2.1, 2.2): 
1 - котел (первинний контур "I"); 2 - трубчасті електричні нагрівачі (ТЕН); 3 
– датчики температури; 4 - запобіжний клапан; 5 – манометр; 6 - 
розширювальний бак; 7 – насоси; 8 – запірна арматура; 9 – електромагнітні 
витратоміри; 10 - пластинчастий водо-водяний теплообмінник (система 
ГВП, вторинний контур "ex"); 11 - калорифер (система опалення, вторинний 
контур "са1"); 12 - ТГР; 13 – датчики тиску; 14 - датчики перепаду тиску. 
На малюнку 2.1 наведено схему експериментального стенду для 
підключення неконденсаційних котлів. Позначення позицій малюнку 
збігаються з нумерацією устаткування стенду, зазначеної вище. Як видно на 
малюнку 2.1, ТГР (поз. 12) має чотири патрубки (два подачі і два зворотних) 
для підключення джерел теплопостачання і чотири патрубки (два подачі і 
два зворотних) для підключення споживачів. Джерело теплопостачання 
(котел із вбудованими ТЕН) було приєднано до першого і третього патрубків 
ТГР, рахуючи від верху ТГР. Споживач, що моделює систему ГВП 
(теплообмінник, поз. 10), був приєднаний до двох середніх патрубків ТГР. 
При цьому споживач, який моделює систему опалення (калорифер, поз. 11), 
приєднаний до крайніх патрубків ТГР. 
На малюнку 2.2 наведено схему експериментального стенду для 
підключення конденсаційних котлів. Єдиною відмінністю цієї схеми від 
схеми, зображеної на малюнку 2.1, є підключення джерела теплопостачання 
не до першого і третього патрубків ТГР, а до першого і четвертого патрубків 
(крайні патрубки). Якщо передбачається термічна стратифікація за висотою 
ТГР, тоді температура зворотної води, що надходить у котел по четвертому 
патрубку буде нижче, ніж по третьому патрубку. Це і зумовлює застосування 
35  
  
 
 
такої схеми для підключення конденсаційних котлів у системах 
децентралізованого теплопостачання 
 
Малюнок 2.1. схема експериментального стенду для  підключення не 
конденсаційних котлів 
 
Малюнок 2.2.Схема експериментального стенду для підключення 
конденсаційних котлів 
 
Тут і далі позначення I вказує на контур джерела теплопостачання 
(первинний контур), ex - на контур системи ГВП (вторинний контур), cal - 
на контур системи опалення (вторинний контур). Символ # вказує на те, що 
експеримент проводився для схеми підключення конденсаційних котлів 
(мал. 2.2, серії експериментів 6-10). 
Геометричні розміри ТГР і конфігурація патрубків наведено малюнку 2.3. 
36  
  
 
 
У котлі встановлено три групи трубчастих електричних нагрівачів 
потужностями 5 кВт, 5 кВт та 4 кВт. Отже, встановлена електрична 
потужність становить 14 кВт. Управління температурою теплоносія на 
виході з котла, потужністю та режимом роботи ТЕН здійснювалося за 
допомогою двоканального вимірювача та регулятора Термодат. Першому 
каналу вимірювання відповідала потужність двох груп ТЕН, що дорівнює 9 
кВт. Другому каналу виміру відповідала потужність 5 кВт. Для досягнення 
становлення за температурою теплоносія Термодат періодично включав 
(100% потужності) та відключав групи ТЕН. Таким чином, перший канал 
був основним каналом регулювання, а другий канал - додатковим, що 
включається періодично для досягнення більшої потужності, ніж 9 кВт 
 
Малюнок 2.3. Геометричні розміри ТГР та конфігурація патрубків;                
call – трубопровід подачі системи опалення,; cal 2 - зворотний трубопровід 
системи опалення; exl – трубопровід подачі системи ГВП; ex 2 - зворотний 
трубопровід системи ГВП; I 1 – трубопровід подачі джерела 
теплопостачання,; I 2 - зворотний трубопровід джерела теплопостачання; I 
2# - зворотний трубопровід джерела теплопостачання (серії 6-10);  «-» - 
підключення мінусової камери датчика перепаду тиску; "+" - підключення 
плюсової камери датчика перепаду тиску. 
 
2.2 Вимірювальні прилади 
37  
  
 
 
 В ході експериментів вимірювання проводилися за допомогою 
наступного обладнання та приладів: 
• Датчики температури виробництва 1 Pt100/B/3. Номінальна статична 
характеристика Pt100, клас допуску В трипровідна схема підключення. 
Абсолютна похибка становить 0,3 +0,005* t де t - Температура вимірюваного 
середовища, °С. 
• Тепловізор , діапазон вимірювання температури від -20 до +500 
відносна похибка 2%, але не менше 2°С. 
• Датчики абсолютного тиску, маркування  АІР-10Н ТАК 1050, діапазон 
вимірювань від 0 до 600 кПа, клас точності А. Межа основної допустимої 
наведеної похибки 0,1 %. Уніфікований вихідний сигнал 4-20 мА. 
•       Датчики перепаду тиску виробництва маркування - АІР-10Н ДД 1427. 
Діапазон вимірювань перепаду тиску від 0 до 40 кПа, клас точності В. Межа 
основної допустимої наведеної похибки 0,2 %. Уніфікований вихідний 
сигнал 4-20 мА. 
•       Витратоміри електромагнітні ПЕР ОС-010, Ду10. Найбільша 
вимірювана середня об'ємна витрата рідини 2,83 м3/год. Межа основної 
наведеної похибки становить 0,35 %. Візуальна індикація. 
•       Для реєстрації уніфікованого вихідного сигналу(4-20 мА). з датчиків 
тиску та датчиків перепаду тиску були використані міліамперметри 
постійного струму, маркування - YB 5145 B діапазон виміру від 0 до 20 мА. 
Абсолютна похибка становить 0,001 * А + 0,002, де А - діапазон 
вимірювання, мА. 
2.3. Експериментальна процедура 
Експерименти проводилися для двох схем, вказаних на малюнках 2.1 та 2.2. 
При підготовці до експерименту було складено рандомізований план, згідно 
з яким зміна витрат у контурах проводилася випадковим, хаотичним чином, 
а не за зростаючою або спадною послідовністю. В ході експериментів 
вимірювалися значення температур, тисків, перепадів тисків та витрат у 
38  
  
 
 
відповідних контурах, а також робилися термограми ТГР за допомогою 
тепловізора. 
      Перша серія експериментів включала визначення перепадів тиску на 
патрубках ТГР в кожному контурі, що працює окремо, при температурі 
теплоносія 25 °С. Змінювані величини протягом цієї серії експериментів 
вказані у таблиці 2.1 
      Друга серія експериментів включала визначення перепадів тиску на 
патрубках ТГР при спільній роботі декількох контурів при температурі 
теплоносія 25 С. Змінювані величини протягом цієї серії експериментів 
вказані в таблиці 2.2. 
       Третя серія експериментів проводилася для температури теплоносія 70 
С на виході з котла при двох контурах, що спільно працюють. При цьому 
визначалися температури та перепади тиску на патрубках ТГР в відповідних 
контурах. Змінювані величини протягом цієї серії експериментів вказано у 
таблиці 2.3. 
        Четверта серія експериментів проводилася для температури теплоносія 
70 С на виході з котла при трьох контурах, що спільно працюють. При цьому 
визначалися температури та перепади тиску на патрубках ТГР у відповідних 
контурах. Змінювані величини протягом цієї серії експериментів вказані в 
таблицях 2.4 та 2.5. 
        П'ята серія експериментів проводилася для температури теплоносія 50 
С на виході з котла при трьох контурах, що спільно працюють. При цьому 
визначалися температури та перепади тиску на патрубках ТГР у відповідних 
контурах. Змінювані величини протягом цієї серії експериментів вказані у 
таблиці 2.6 Дані п'ять серій експериментів були проведені для схеми 
неконденсаційного підключення котлів, зображеної на малюнку 2.1. Потім 
ця схема була перетворена на схему конденсаційного підключення котлів, 
зображену на малюнку 2.2. Для нової конфігурації експериментальної схеми 
39  
  
 
 
були проведені ті ж п'ять серій експериментів. Тобто серії експериментів 6-
10 відповідають серіям 1-5, але іншого типу підключення джерела до ТГР. 
Дані п'ять серій експериментів були проведені для схеми неконденсаційного 
підключення котлів, зображеної на малюнку 2.1. Потім ця схема була перетворена 
на схему конденсаційного підключення котлів, зображену на малюнку 2.2. Для 
нової конфігурації експериментальної схеми були проведені ті ж п'ять серій 
експериментів. Тобто серії експериментів 6-10 відповідають серіям 1-5, але іншого 
типу підключення джерела до ТГР. 
Таблиця 2.1. Перша серія експериментів.  
   
Величина Контури в роботі окремо 
I ех са1    
   
Витрата чи діапазон зміни, м3/г 0,15-1,0 0,09-1,0 0,1-0,95 
Крок зміни витрати, м3/г 0,1 0,1 0,1    
   
Температура джерела, °С 25 25 25 
 
Таблиця 2.2. Друга серія експериментів. 
Контури I і ex в Контури I і cal Контури 
Величина роботі в роботі I, ex і cal в роботі 
I ех I ех I ех са1 
Витрата чи діапазон її 0,1- 0,09- 0,3- 0,3-
0,1-0,9 0,09-1,0 0,9 
зміни, м3/г 0,9 1,0 0,9 0,9 
0 
Крок зміни витрати м3/г 0,2 0,1 0,2 0,1 0,2 0,2 
25 25 25 25 25 25 25 
Температура джерела, С 
Таблиця 2.3. третя серія експериментів 
Контури I и ex в Контури I і cal 
Величина роботі в роботі 
I ех I са1 
0,1- 0,1-
Витрата чи діапазон її зміни, м3/г 0,3-0,7 0,2-1,0 0,5 0,3 
Крок зміни витрати, м3/г 
0,2 0,1 0,2 0,1 
Температура джерелаа, С 70 70 70 70 
40  
  
 
 
Таблиця 2.4. Четверта серія експериментів(частина 1). 
Контури Контури Контури 
Величина I, ex и cal в роботі I, ex і cal в роботі I, ex и cal в 
I ех са1 I ех са1 рI оботеіх  са1 
0,2-
Діапазон зміни 0,9 0,3-0,9 0,3-0,9 0,5 0,2-1,0 0,1 0,5 0,1 
0,9 
витрати, м3/г 
Крок зміни 0 0,2 0,2 0 0,1 0 0 0 0,1 
витрати, м3/г 
Температура 
70 70 70 70 70 70 70 70 70 
джерела, °С 
Таблиця 2.5. Четверта серія експериментів (частина 2). 
Контури Контури 
Величина I, ex і cal в роботі I, ex і cal в роботі 
I ех са1 I ех са1 
Витрата чи діапазон її зміни, 
0,3 0,1-0,7 0,2 0,3 0,2 0,1-0,9 
м3/г 
Крок зміни витрати, м3/г 0 0,1 0 0 0 0,1 
Температура джерела, С 70 70 70 70 70 70 
Таблиця 2.6. П’ята серія експериментів 
Контури Контури 
Величина I, ex і cal в роботі I, ex і cal в роботі 
I ех са1 I ех са1 
Витрата чи діапазон її зміни, 
0,3 0,1-0,7 0,2 0,3 0,2 0,1-0,9 
м3/г 
Крок зміни витрати, м3/г 0 0,1 0 0 0 0,1 
Температура джерела, С 50 50 50 50 50 50 
 
2.4 Визначення похибок експериментів 
   2.4.1.Похибка вимірювання перепаду тиску 
         Перепад тиску вимірювався за допомогою датчиків перепаду тиску та 
міліамперметрів. Зняті свідчення з міліамперметрів перетворювалися на 
одиниці тиску. При цьому записувалося вісім значень струмового сигналу.  
 
41  
  
 
 
Інструментальна похибка датчика тиску: 
  
           (2.1.) 
 
��тиск= 0,2% - приведена похибка вимірювання датчика перепаду тиску; 
∆тиск = 40 кПа – діапазон вимірюваного перепаду тиску. 
Інструментальна похибка міліамперметра: 
     (2.2) 
  
де ��амп = 0,1% - приведена похибка вимірювань міліамперметра; 
∆амп= 20 мА - діапазон вимірюваного значення струму. 
Випадкова похибка міліамперметра: 
        (2.3) 
Де tвип. = 2,36 - коефіцієнт Стьюдента, для восьми вимірювань і довірчої 
імовірності 0,95; 
Sвиб = 0,09 мА – максимальне значення із середніх квадратичних відхилень 
отклонений показів міліамперметра, що спостерігаються в дослідах. 
Абсолютна похибка міліамперметра: 
 
        (2.4.) 
 
Формула для переведення значень мА в кПа: 
 де А – показники міліамперметра, мА.          (2.5) 
 
Випадкова похибка вимірювань перепаду тиску: 
 
 
           (2.6) 
 
Максимальне значення абсолютної похибки вимірювань перепаду 
тиску    (з урахуванням округлення): 
           (2.7) 
42  
  
 
 
 
2.4.2. Похибка вимірювання тиску. 
Тиск вимірювався з допомогою датчиків абсолютного тиску і 
міліамперметрів. Зняті показники з міліамперметрів переводились в 
одиниці тиску. При цьому записувались вісім значень сигналу струму. 
 Інструментальна похибка датчика тиску: 
       (2.8) 
 
Де ��тиск =0,1% - приведена похибка  вимірювань датчика абсолютного 
тиску; 
∆тиск = 600 кПа – діапазон абсолютного тиску, що вимірюється. 
Інструментальна похибка міліамперметра: 
      (2.9) 
де ��амп. = 0,1% - приведена похибка вимірювань міліамперметра; 
∆амп = 20 мА – діапазон значення струму, що вимірюється. 
Випадкова похибка міліамперметра: 
        (2.10) 
 
де tвип.= 2,36  - коефіцієнт Стьюдента, для восьми вимірювань і довірчої 
імовірності  0,95; 
Sвиб. = 0,06 мА – максимальне значення із середніх квадратичних  відхилень 
показників міліамперметра, що спостерігаються в дослідах. 
Абсолютна похибка міліамперметра: 
 
     (2.11) 
 
Формула для переведення значень мА в кПа: 
43  
  
 
 
      (2.12) 
де А – показання міліамперметра, мА. 
Випадкова похибка вимірювань абсолютного тиску: 
 
     (2.13) 
 
Максимальне значення абсолютної похибки вимірювань 
абсолютного  тиску  (з врахуванням округлення): 
 
    (2.14) 
 
2.4.3. Похибка вимірювання температури: 
Проводились однократні прямі вимірювання температури і похибка 
вимірювань визначається інструментальною похибкою датчика. 
Інструментальна похибка датчика температури: 
                                                                 (2.15) 
де t = 70°С – максимальне вимірюване значення температури в дослідах. 
2.4.4 Похибка вимірювання об’ємної витрати: 
Проводились однократні прямі вимірювання об’ємної витрати, і 
похибка вимірювань визначається інструментальною похибкою 
витратоміра. 
Інструментальна похибка витратоміра: 
 
     (2.16) 
 
де �� вит= 0,35% - відносна похибка витратоміра; 
��вим.= 1 м3/г- максимальне вимірюване значення об’ємної витрати в 
дослідах. 
 
2.5. Результати експериментальних досліджень 
44  
  
 
 
 
   2.5.1 Перепади тиску на патрубках ТГР при окремій роботі контурів. 
 
За результатами першої і шостої серії експериментів були побудовані 
залежності перепаду тиску на патрубках ТГР від об’ємної витрати через 
нього. 
Малюнок 2.4. Залежність перепаду тиску на патрубках ТГР від об’ємної 
витрати через нього 
 
Отримані криві малюнку 2.4 дозволяють сказати, що перепад тиску на 
патрубках ТГР в широкому діапазоні зміни витрат є невеликою величиною 
щодо втрат тиску в інших елементах системи теплопостачання. Як і 
очікувалося, підключення первинного контуру до іншого патрубка ТГР 
(символ # у підписах) не вплинуло на дані залежності. На малюнку 2.4 
видно, що виміряні величини приблизно однакові у всіх випадках. 
Необхідно відзначити, що датчики перепаду тиску були встановлені в 
патрубках на деякому віддаленні від самого ТГР, а імпульси тисків  
подавалися на датчики перепаду тиску відповідно до малюнка 2.3. Тому 
фактично вимірювався сумарний перепад тиску на патрубках, що підводять, 
45  
  
 
 
і на ТГР. Передбачається, що основну частину виміряного перепаду тиску 
становлять втрати тиску в патрубках, подачі на  ТГР. Але оскільки в ході 
експериментів не було можливості виміряти перепад тиску безпосередньо 
на ТГР, то припущення буде перевірено за допомогою чисельного 
моделювання. 
2.5.2 Вплив витрат у контурах один на одного. 
За результатами другої та сьомої серії експериментів були побудовані 
залежності відносної зміни витрати у первинному контурі від витрати в 
контурі системи ГВП (рисунок 2.5) та від витрати в контурі системи 
опалення (рисунок 2.6) для схем підключення неконденсаційних та 
конденсаційних котлів. Аналізуючи малюнки 2.5 та 2.6, можна сказати, що 
зміна витрат у вторинних контурах у широких межах практично не впливає 
на витрату у первинному контурі. Максимальна відносна зміна витрати в 
первинному контурі, зафіксована в ході експериментів, склала 1%, при тому, 
що витрата у вторинних контурах змінювався від 100 до 1000 кг/год. Подібні 
висновки були зроблені за результатами аналогічних експериментальних 
досліджень впливу витрат у системах опалення та ГВП один на одного. 
Слід зазначити, що з надійної роботи ТГР і гідродинамічного поділу 
контурів рекомендується підтримувати швидкість руху теплоносія 
всередині ТГР трохи більше 0,1-0,2 м/с. Однак у проведених експериментах 
максимальна швидкість руху теплоносія всередині ТГР становила трохи 
більше 0,25 м/с. При цьому функція гідродинамічного розподілу контурів 
зберігалася 
 
 
 
 
 
 
46  
  
 
 
Малюнок2.5. Залежність відносної зміни витрати в контурі джерела(«І») від 
зміни витрати в контурі системи ГВП («ex» 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.6. відносна зміна витрати в контурі («І») в залежності від зміни 
витрати в контурі системи опалення («cal»). 
 
2.5.3. Перепади тиску на патрубках ТГР при сумісній роботі декількох 
контурів. 
 На малюнку 2.7 зображено залежності перепаду тиску на 
патрубках ТГР з боку контуру ГВП від витрати в контурі системи ГВП для 
значень, отриманих у серіях 1, 2, 6 і 7. Як для дослідів з окремими 
контурами ГВП ( ех і ex#), так і для Дослідів з двома працюючими 
контурами (I+ex і I+ex#) кожному значенню витрати в контурі системи 
ГВП відповідало єдине значення перепаду тиску в межах похибки 
експериментів. 
 
 
 
47  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.7. Залежність перепаду тиску на патрубках ТГР зі сторони 
контуру ГВП(«ех») від витрати в контурі системи ГВП («ех») 
На малюнку 2.8 зображено залежності перепаду тиску на патрубках 
ТГР з боку контуру системи опалення від витрат у контурі системи опалення 
для значень, отриманих у серіях 1, 2, 6 та 7. На відміну від малюнка 2.7 тут 
видно, що при спільній роботі двох контурів ( I+cal, I+cal#) кожному 
значенню витрат у контурі системи опалення відповідають кілька значень 
перепаду тиску. Ці кілька значень перепаду тиску визначаються витратою 
первинному контурі. Чим вища витрата в первинному контурі, тим нижчий 
перепад тиску на патрубках ТГР з боку контуру системи опалення при 
постійній витраті в контурі системи опалення. За відсутності витрати в 
первинному контурі всі чотири досліди призводять до значень перепаду 
тиску (верхній ряд точок на малюнку 2.8) , які дорівнюють значенням, 
наведеним на малюнку 2.4. При значеннях витрати у первинному контурі 
100, 300, 500, 700 та 900 кг/год перепад тиску на патрубках ТГР з боку 
контуру системи опалення послідовно знижується. 
 
 
 
 
 
48  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.8. Залежність перепаду тиску на патрубках ТГР зі сторони 
контуру системи опалення («cal») від витрати в контурі системи 
опалення(«cal») 
 На малюнку 2.9. Зображені залежності перепаду тиску на патрубках 
ТГР зі сторони контуру джерела від витрати в контурі джерела 
теплопостачання для значень , отриманих в серіях 1,2,6 і 7. Аналогічно 
малюнку 2.8. при сумісній роботі двох контурів (І+ех) кожному значенню 
витрати в первинному контурі відповідають декілька значень перепаду 
тиску. Ці декілька значень перепаду тиску визначаються витратою в контурі 
системи ГВП. Чим вище витратат в контурі системи ГВП , тим нижче 
перепад тиску на патрубках ТГР зі сторони первинного контуру при 
незмінній витраті в первинному контурі. При відсутності витрати в контурі 
системи ГВП всі чотири досліди приводять до значень перепаду тиску   
(верхній ряд точок на малюнку 2.9.), які дорівнюють значенням, наведеним 
на малюнку 2.4. При значеннях витрати в контурі системи ГВП 100, 200, 300, 
400, 500, 600, 700, 800 та 900 кг/год перепад тиску на патрубках ТГР з боку 
первинного контуру послідовно знижується. Однак слід звернути увагу на 
те, що на малюнку 2.8 подібний ефект мав місце при обох конфігураціях 
підключення первинного контуру до патрубок ТГР (малюнки 2.1 і 2.2) , а на 
малюнку 2.9 – тільки для схеми підключення неконденсаційних котлів 
(рисунок 2.1) . 
49  
  
 
 
 
Малюнок 2.9. Залежність перепаду тиску на патрубках ТГР зі сторони 
контуру джерела (“I”) від витрати в контурі джерела  теплопостачання (“I”). 
 
На малюнку 2.10 зображені залежності перепаду тиску на патрубках 
ТГР з боку джерела контуру від витрати в контурі джерела теплопостачання 
для значень, отриманих в серіях 1, 2, 6 і 7. Аналогічно малюнку 2.9 при 
спільній роботі двох контурів (I+cal#) кожному значенню витрати у 
первинному контурі відповідають кілька значень перепаду тиску. Ці кілька 
значень перепаду тиску визначаються витратою контуру системи опалення. 
Чим вища витрата в контурі системи опалення, тим нижче перепад тиску на 
патрубках ТГР з боку первинного контуру при незмінній витраті в 
первинному контурі. За відсутності витрати в контурі системи опалення всі 
чотири досліди призводять до значень перепаду тиску (верхній ряд точок на 
малюнку 2.10), які дорівнюють значенням, наведеним на малюнку 2.4 . При 
значеннях витрати контуру системи опалення 100, 200, 300, 400, 500, 600, 
700 і 800 кг/год перепад тиску на патрубках ТГР з боку первинного контуру 
50  
  
 
 
послідовно знижується. Однак слід звернути увагу на те, що на малюнку 2.8 
подібний ефект мав місце при обох конфігураціях підключення первинного 
контуру до патрубок ТГР (малюнки 2.1 і 2.2) , а на малюнку 2.10 – тільки для 
схеми підключення конденсаційних котлів (малюнок 2.2) 
 
Малюнок 2.10. Залежність перепаду тиску на патрубках ТГР зі сторони 
контура джерела («І») від витрати в контурі джерела теплопостачання(«І»). 
 
Ефект відповідності декількох перепадів тиску на патрубках ТГР зі 
сторони одного з контурів одному і тому ж значенню витрати в цьому 
контурі спостерігаються експериментах з двома (або трьома) контурами, де 
нагнітальний патрубок ТГР одного контуру (позначимо його нагнітальним 
контуром) був розташований прямо навпроти всмоктувального патрубка 
ТГР іншого контуру («всмоктувального» контуру). На малюнках 2.11 а, б, 
зображені такі випадки. На малюнку 2.11 г зображено конфігурацію 
підключення патрубків, при якій зазначеного ефекту не виникає. Збільшення 
витрати на «нагнітальному» контурі викликає зменшення перепаду тиску у 
«всмоктувальному контурі». На малюнку 2.11 а, наприклад, контур джерела 
51  
  
 
 
є нагнітальним, а контур системи опалення - всмоктувальним. На малюнку 
2.11 б контур системи ГВП - "нагнітальний", а контур джерела - 
"всмоктувальний". На малюнку 2.11 обидва контури одночасно і 
«нагнітальні» і «всмоктувальні». На малюнку 2.11 г, навпаки, жоден із 
контурів не можна класифікувати в такий спосіб. Щоб уникнути ефекту 
відповідності декількох перепадів тиску одному значенню витрати, 
необхідно розташовувати патрубки контурів ТГР, що підводять і відводять, 
на різних висотах відносно один одного, як, наприклад, показано на 
малюнку 2.11 г . 
 
Малюнок 2.11. Схеми підключення контурів , а- нагнітальний патрубок 
контуру джерела (І) розташований прямо напроти всмоктувального патрубка 
контуру системи опалення (cal); б- нагнітальний патрубок контуру системи 
ГВП (ех) розташований прямо навпроти всмоктувального патрубка джерела 
контуру (I); - нагнітальні патрубки контурів розташовані навпроти 
всмоктувальних патрубків контурів; г - нагнітальні та всмоктувальні 
патрубки контурів рознесені один щодо одного за висотою ТГР. 
 
2.5.4 Вплив температури теплоносія на перепади тиску. 
На малюнку 2.12 зображено залежність перепаду тиску на патрубках 
ТГР з боку контуру ГВП від витрати в контурі системи ГВП за результатами 
серій експериментів 2-5 та 7-10. Результати отримані при постійній витраті 
у контурі джерела теплопостачання (близько 300 кг/год). Для експериментів 
з трьома контурами витрата в контурі системи опалення також була 
52  
  
 
 
постійною і становила близько 200 кг/год. Було обрано три температурні 
рівні теплоносія: 25 °С, 50 °С та 70 °С. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.12. Залежність перепаду тиску на патрубках ТГР зі сторони 
контуру ГВП(«ех») від витрати в контурі системи ГВП («ех») при різних 
температурах теплоносія. 
Як бачимо на малюнку 2.12, температурні рівні теплоносія не 
впливали на виміряний перепад тиску на патрубках ТГР з боку контуру ГВП. 
На малюнку 2.13 зображено залежності перепаду тиску на патрубках 
ТГР з боку контуру системи опалення від витрат у контурі системи опалення 
за результатами серій експериментів 2, 4, 5, 7, 9, 10. Результати отримані при 
постійній витраті в контурі джерела теплопостачання (близько 300 кг /год). 
Для експериментів з трьома контурами витрата в контурі системи ГВП також 
була постійною і становила близько 200 кг/год. Було обрано три 
температурні рівні теплоносія: 25 °С, 50 °С та 70 °С. Як бачимо на малюнку 
2.13, температурні рівні теплоносія не впливали на виміряний перепад тиску 
на патрубках ТГР з боку контуру системи опалення. Таким чином вплив 
температури теплоносія  в інтервалі від 25 до 70 С на гідравлічний режим 
53  
  
 
 
ТГР не було виявлено. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.13. Залежність перепаду тиску на патрубках ТГР зі сторони 
контуру системи опалення («cal») від витрати в контурі системи опалення 
(«cal») прирізних температурах теплоносія 
                
2.5.5 Температурні графіки за різних режимів роботи ТГР 
         За підсумками серій експериментів 5 і 10 були побудовані залежності 
температур в подавальному і зворотному трубопроводах , і теплових 
потужностей від витрат у контурах. Для малюнків 2.14, 2.15, 2.16 
температура на виході з джерела теплопостачання контролювалася лише на 
рівні 50 °З. Витрата в контурі джерела теплопостачання була задана близько 
300 кг/год і не змінювалась. Витрата в контурі системи опалення була задана 
близько 200 кг/год і не змінювалась. 
На малюнку 2.14 наведено залежності температур у трубопроводі, що подає 
і зворотному, контуру системи ГВП від витрати в контурі системи 
ГВП. 
 
54  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.14. Залежності температур в подавальному і зворотних 
трубопроводах контуру системи ГВП («ех») від витрати в контурі системи 
ГВП(«ех»). 
       Зі збільшенням витрати в контурі системи ГВП температура в 
трубопроводі, що подає, контуру ГВП знижується. У змішувальному режимі 
при витраті більше 200 кг/год температури в трубопроводах, що подає і 
зворотному для схеми підключення неконденсаційних котлів на 8-10 °С 
вище, ніж аналогічні значення для схеми підключення конденсаційних 
котлів. 
На малюнку 2.15 наведено залежності температур у трубопроводі, 
що подає і зворотному, контуру системи опалення від витрати в контурі 
системи ГВП. Як видно на малюнку 2.15, у широкому діапазоні зміни витрат 
у контурі системи ГВП (центральні патрубки ТГР) температури у контурі 
системи опалення (крайні патрубки ТГР) залишаються незмінними. 
 
55  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.15. Залежності температур у трубопроводі, що подає і 
зворотному, контуру системи опалення (“cal”) від витрати в контурі системи 
ГВП (“ex”). 
На малюнку 2.16 наведено залежності теплових потужностей контурів 
систем ГВП та опалення від витрат у контурі системи ГВП. Як видно на 
малюнку 2.16, у широкому діапазоні зміни витрат у контурі системи ГВП 
теплова потужність системи опалення залишається незмінною, а потужність 
системи ГВП змінюється в інтервалі від 4 до 5,5 кВт, причому в 
змішувальному режимі роботи при витраті понад 200 кг/год. системи ГВП у 
схемі для підключення неконденсаційних котлів монотонно знижується. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
56  
  
 
 
 
 
 
 
Малюнок 2.16. Залежність теплових потужностей систем ГВП та опалення від 
витрат у контурі системи ГВП (“ех”). 
         Для малюнків 2.17, 2.18, 2.19 температура на виході з джерела 
теплопостачання контролювалася лише на рівні 50 °З. Витрата в контурі джерела 
теплопостачання була задана близько 300 кг/год і не змінювався. Витрата в 
контурі системи ГВП була задана близько 200 кг/год і не змінювався. На малюнку 
2.17 наведено залежності температур у трубопроводі, що подає і зворотному, 
контуру системи ГВП від витрати в контурі системи опалення. Зі збільшенням 
витрати в контурі системи опалення температура в трубопроводі подачі контуру 
ГВП знижується, причому для схеми підключення конденсаційних котлів 
температура в трубопроводі, що подає, спочатку знижується до екстремуму, а 
потім зростає. У змішувальному режимі при витраті більше 200 кг/год 
температури в трубопроводах, що подає і зворотному, для схеми підключення 
57  
  
 
 
неконденсаційних котлів значно вище, ніж аналогічні значення для схеми 
підключення конденсаційних котлів 
Малюнок 2.17. Залежність температур у трубопроводі, подачі і зворотному, 
контуру системи ГВП (“ex”) від витрати в контурі системи опалення 
(“cal”). 
       На малюнку 2.18 наведено залежності температур у трубопроводі, що 
подає і зворотному, контуру системи опалення від витрати в контурі системи 
опалення. Як видно на малюнку 2.18, зі збільшенням витрати в контурі 
системи опалення температура в трубопроводі, що подає, в контурі системи 
опалення зменшується. Знову в змішувальному режимі при витраті більше 
300 кг/год температури в трубопроводах, що подає і зворотному, для схеми 
підключення неконденсаційних котлів значно вище, ніж аналогічні значення 
для схеми підключення конденсаційних котлів. 
На малюнку 2.19 наведено залежності теплових потужностей контурів 
систем ГВП та опалення від витрат у контурі системи опалення. Як видно 
на малюнку 2.19, у широкому діапазоні зміни витрат у контурі системи 
58  
  
 
 
опалення теплова потужність системи опалення незначно змінюється щодо 
значення 2 кВт. У той же час потужність системи ГВП зменшується зі 
збільшенням витрати в контурі опалювальної системи, причому для схеми 
підключення конденсаційних котлів крива має мінімум. 
Малюнок 2.18. Залежності температур в подавальному і зворотному 
трубопроводах контуру системи опалення від витрати в контурі системи 
опалення («cal»). 
 
 
 
 
 
 
59  
  
 
 
малюнок 2.19. Залежності теплових потужностей систем ГВП і опалення від 
витрати в контурі системи опалення («cal»). 
За підсумками серій експериментів 4 і 9 були побудовані залежності 
температур в трубопроводах, що подає і зворотному, та теплових 
потужностей від витрат у контурах аналогічно малюнкам 2.14, 2.15, 2.16, 
2.17, 2.18, 2.19 , але для режимів , в яких температура на виході з джерела 
теплопостачання контролювалась на рівні    70 °С. Номери малюнків: 2.20, 
2.21, 2.22, 2.23, 2.24, 2.25 відповідно. Витрата в контурі джерела 
теплопостачання була задана близько 300 кг/год і не змінювався. Витрата в 
контурі системи опалення була задана близько 200 кг/год і не змінювався 
(режими з підписом «cal» в кінці позначення). Витрата у контурі системи 
ГВП була задана близько 200 кг/год і змінювалась (режими без підпису 
«cal»). Залежності, отримані для температури теплоносія на виході з 
джерела, що дорівнює 70 С (малюнки 2.20, 2.21 , 2.22 , 2.23 , 2.24 , 2.25) , 
виявилися подібними до залежностей, отриманих для температури 50 С 
(малюнки 2.14,2.15, 2.16, 2.17. 2.18,2.19 ). 
60  
  
 
 
Малюнок 2.20. Залежності температур в трубопроводі подачі та зворотному 
трубопроводах контуру системи ГВП («ех») від витрати в контурі системи 
ГВП(«ех») 
Малюнок 2.21. Залежність температур в трубопроводі подачі і зворотному 
трубопроводах контуру системи опалення(«cal») від витрати в контурі 
системи ГВП(«ех»). 
61  
  
 
 
Малюнок 2.22. Залежності теплових потужностей систем ГВП і опалення 
від витрати в контурі системи ГВП («ех») 
Малюнок 2.23 Залежності температур в трубопроводі подачі і зворотному 
трубопроводах контуру системи ГВП («ех») від витрати в контурі системи 
опалення («cal») 
62  
  
 
 
Малюнок 2.24. Залежності температур в трубопроводі подачі і зворотному 
трубопроводах контуру системи опалення від витрати в контурі системи 
опалення («cal») 
Малюнок 2.25. Залежності теплових потужностей систем ГВП і опалення 
від витрати в контурі системи опалення («cal»). 
 
63  
  
 
 
За підсумками серій експериментів 4 і 9 були побудовані залежності 
температур в трубопроводах, що подає і зворотному, і теплових потужностей 
від витрат у контурах аналогічно малюнкам 2.20, 2.21, 2.22, 2.23, 2.24, 2.25, 
але для режимів , з іншими витратами в контурах. Номери малюнків: 2.26, 
2.27, 2.28, 2.29, 2.30, 2.31 відповідно. Витрата в контурі джерела 
теплопостачання була задана близько 500 кг/год і не змінювалась. Витрата в 
контурі системи опалення була задана близько 100 кг/год і не змінювалась 
(режими з підписом cal в кінці позначення). Витрата у контурі системи ГВП 
була задана близько 100 кг/год і змінювалась (режими без підпису «cal»). 
На малюнку 2.26 наведено залежності температур у трубопроводі, що 
подає і зворотному, контуру системи ГВП від витрати в контурі системи 
ГВП. До досягнення значення витрати в контурі системи ГВП 400 кг/год 
спостерігається перепускний режим роботи ТГР і температура в патрубку, 
що подає, має постійне значення близько 70 °С. З подальшим збільшенням 
витрати в контурі системи ГВП температура в трубопроводі подачі контуру 
ГВП знижується. На відміну від рисунків 2.20 і 2.23 на малюнку 2.26 
температури в трубопроводі, що подає і зворотному, контуру системи ГВП 
для схеми підключення неконденсаційних котлів незначно нижче, ніж для 
схеми підключення конденсаційних котлів. 
Малюнок 2.26. Залежності температур в трубопроводі подачі і зворотному 
трубопроводах контуру системи ГВП («ех») від витрати в контурі системи 
ГВП («ех») 
 
 
 
 
 
 
64  
  
 
 
Малюнок 2.26. Залежності температур в трубопроводі подачі і зворотному 
трубопроводах контуру системи ГВП («ех») від витрати в контурі системи 
ГВП («ех») 
На малюнку 2.27 наведено залежності температур у трубопроводі, що 
подає і зворотному, контурі системи опалення від витрати в контурі системи 
ГВП. Як видно на малюнку 2.27, у широкому діапазоні зміни витрат у 
контурі системи ГВП (центральні патрубки ТГР) температури у контурі 
системи опалення (крайні патрубки ТГР) залишаються незмінними. Такий 
результат був показаний на малюнках 2.15 і 2.21. На малюнку 2.28 наведено 
залежності теплових потужностей контурів систем ГВП та опалення від 
витрат у контурі системи ГВП. Як видно на малюнку 2.28, у широкому 
діапазоні зміни витрат у контурі системи ГВП теплова потужність системи 
опалення залишається незмінною, а потужність системи ГВП змінюється в 
інтервалі від 4 до 5,5 кВт, причому в змішувальному режимі роботи при 
витратах понад 400 кг/год. потужність системи ГВП монотонно знижується. 
Це було також показано на малюнках 2.16 та 2.22. 
 
65  
  
 
 
Малюнок 2.27. Залежності температур в трубопроводі подачі та 
зворотному трубопроводах контуру системи опалення («cal») від витрати в 
контурі системи ГВП («ех») 
Малюнок 2.28. Залежності теплових потужностей систем ГВП і 
опалення від витрати в контурі системи ГВП(«ех») 
На малюнку 2.29 наведено залежності температур у трубопроводі, що 
66  
  
 
 
подає і зворотному, контуру системи ГВП від витрати в контурі системи 
опалення. До досягнення значення витрати в контурі системи опалення 400 
кг/год спостерігається перепускний режим роботи ТГР і температура в 
патрубку, що подає, має постійне значення близько 70 °С. З подальшим 
збільшенням витрати в контурі системи опалення температура в 
трубопроводі подачі контуру ГВП знижується, причому для схеми 
підключення конденсаційних котлів температура в трубопроводі, що подає, 
спочатку знижується до екстремуму, а потім зростає. Знову в змішувальному 
режимі при витратах більше 500 кг/год температури в трубопроводах, що 
подає і зворотному, для схеми підключення неконденсаційних котлів значно 
вище, ніж аналогічні значення для схеми підключення конденсаційних 
котлів. 
Малюнок 2.29. Залежності температур в трубопроводі подачі та зворотному 
трубопроводах контуру системи ГВП («ех») від витрати в контурі системи 
опалення («cal»). 
67  
  
 
 
На малюнку 2.30 наведено залежності температур у трубопроводі, що подає 
і зворотному, контуру системи опалення від витрати в контурі системи 
опалення. Як видно на малюнку 2.30, до досягнення значення витрати в 
контурі системи опалення 400 кг/год спостерігається перепускний режим 
роботи ТГР і температура в патрубку, що подає, має постійне значення 
близько 70 °С. З подальшим збільшенням витрати в контурі системи 
опалення температура в трубопроводі, що подає, контуру системи опалення 
зменшується. Знову в змішувальному режимі при витраті більше 500 кг/год 
температури в трубопроводах, що подає і зворотному, для схеми 
підключення неконденсаційних котлів вище, ніж аналогічні значення для 
схеми підключення конденсаційних котлів. Цю різницю температур можна 
пояснити тим, що у схемі підключення конденсаційних котлів зворотний 
патрубок контуру системи опалення та зворотний патрубок контуру джерела 
розташовані один навпроти одного, і теплоносій легко надходить з одного в 
інший, а циркуляція в центральних патрубках у такому випадку відбувається 
ізольовано, з мінімальним підведенням теплоносія (контур працює «сам на 
себе»). Тобто, у схемі підключення конденсаційних котлів температури в 
центральному контурі знижуються. Після перепускного режиму 
спостерігається змішувальний режим (витрати понад 400 кг/год), у якому 
залежності, зображені на рисунках 2.24 та 2.30, аналогічні. 
 
 
 
 
 
 
 
 
68  
  
 
 
Малюнок 2.30. Залежності температур в трубопроводі подачі і зворотному 
трубопроводі контуру системи опалення від витрати в контурі системи 
опалення («cal»).  
На малюнку 2.31 наведено залежності теплових потужностей контурів 
систем ГВП та опалення від витрат у контурі системи опалення. Як видно 
на малюнку 2.31, у широкому діапазоні зміни витрат у контурі системи 
опалення змінюється теплова потужність і системи опалення та системи 
ГВП. Це було також показано на малюнках 2.19 та 2.25. Значить, при 
організації змішувального режиму в крайніх патрубках змінюються 
температури в лініях, що подають, і теплові потужності обох контурів. Тому 
змішувальний режим крайніх патрубків ТГР не може бути рекомендований 
до експлуатації. При змішувальному режимі роботи в центральних 
патрубках ТГР схема підключення неконденсаційних котлів є кращою, 
оскільки для неї не спостерігалося стрибків теплової потужності, які 
69  
  
 
 
показані на малюнках 2.16 та 2.22. 
Малюнок 2.31. Залежності теплових потужностей систем ГВП і опалення 
від витрати в контурі системи опалення («cal») 
Основною проблемою систем теплопостачання у перехідний період 
року є одночасне забезпечення теплотою систем опалення та систем ГВП. 
Щоб гарантувати якість теплопостачання споживачів у цей період, 
необхідно проводити кількісне регулювання теплового навантаження або 
регулювання «місцевими перепусками». Якісний метод регулювання не 
підходить, оскільки в такому випадку не буде дотримано вимог до 
температури гарячої води у водорозбірних приладах споживачів. Однак 
кількісне регулювання та регулювання «місцевими перепусками» 
передбачають наявність автоматичних регулюючих пристроїв для 
підтримки стабільного гідравлічного режиму теплової мережі. Для 
спрощення регулювання теплового навантаження в зоні «зламу» можна 
використовувати ТГР як пристрій гідродинамічного поділу контурів систем 
70  
  
 
 
опалення та ГВП. Якщо використовувати ТГР в перепускному режимі, то в 
трубопроводи систем опалення і ГВП, що подають, надходитиме теплоносій 
з практично однаковою температурою згідно з експериментальними даними. 
При цьому поділ споживачів у гідродинамічному режимі дозволить усунути 
вплив систем опалення та ГВП одна на одну. Якщо використовувати ТГР в 
змішувальному режимі, необхідно підключати систему ГВП до крайніх 
патрубків, а систему опалення - до центральних патрубків, на відміну від 
підключення в ході експериментів. Згідно з експериментальними даними 
таке підключення дозволить організувати в центральних патрубках 
змішувальний режим, що не впливає на температуру теплоносія у верхньому 
патрубку, що подає (патрубку для системи ГВП). При цьому контур джерела 
теплопостачання необхідно підключати за схемою підключення 
неконденсаційних котлів, зображеною на малюнку 2.1, оскільки це дозволяє 
отримувати більш високі температури в центральному патрубках, що подає 
і зворотному, а також теплова потужність центрального контуру знижується 
більш плавно. Однак при організації змішувального режиму ТГР 
регулювання опалювального навантаження безпосередньо в ТГР може бути 
ускладнено. Це пов'язано з тим, що при збільшенні витрати в контурі 
змішувача, температура в трубопроводі, що подає цього контуру 
зменшується. Тобто в такому випадку є два протилежно спрямовані ефекти: 
збільшення витрати в контурі та зменшення температури подачі теплоносія. 
Ці два ефекти можна побачити на малюнках 2.16 і 2.22, де зниження теплової 
потужності на 20% було досягнуто зі збільшенням витрати більш ніж у 3 
рази, а також на малюнку 2.28, де знадобилося збільшення витрати більш 
ніж у 2 рази для зниження потужності на 25% . Таким чином, при 
необхідності зниження температури мережної води (за аналогією зі схемами 
з елеваторним або насосним змішуванням) регулювання теплового 
навантаження необхідно проводити за допомогою триходового 
71  
  
 
 
змішувального клапана, встановленого у вторинному контурі після ТГР, це, 
а не безпосередньо у самому ТГР. 
2.6 Спрощені математичні моделі для перепускного та змішувального 
режимів роботи ТГР 
З використанням даних параграфа 2.5.5 були отримані спрощені 
математичні моделі для знаходження розподілу потоків теплоносія 
всередині ТГР та температур у його патрубках у перепускному та 
змішувальному режимах роботи. На малюнку 2.32 показано схематичний 
розподіл потоків обох режимів. За результатами експериментальних 
досліджень були відомі витрати та температури у патрубках ТГР. Знаючи ці 
величини, перевірялося припущення про розподіл потоків усередині ТГР та 
результати обчислень відповідно до математичної моделі. При розбіжності 
розрахункових та експериментальних результатів схема розподілу потоків і 
модель коригувалися, і розрахунки згідно з новою моделлю знову звірялися 
з експериментальними даними. Такі ітерації проводилися до моменту 
коректного збігу розрахункових та експериментальних результатів. 
Модель для перепускного режиму складається з наступних рівнянь 
теплового та матеріального балансу: 
       (2.17) 
      (2.18) 
 
           (2.19) 
        (2.20) 
     (2.21) 
 
Модель для змішувального режиму складається з наступних рівнянь 
теплового і матеріального балансу: 
        (2.22)  
72  
  
 
 
       (2.23) 
 
        (2.24) 
       (2.25) 
       (2.26) 
      (2.27) 
 
       (2.28) 
           (2.29) 
 
        (2.30) 
       (2.31) 
       (2.32) 
 
       (2.33) 
  (2.34.) 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
73  
  
 
 
Малюнок 2.32. Схематичний розподіл потоків усередині ТГР для 
перепускного режиму роботи (ліворуч) та змішувального режиму 
(праворуч). 
Представлені моделі можуть використовуватися як для схеми 
підключення неконденсаційних котлів, так і для схеми підключення 
конденсаційних котлів. За допомогою моделі для перепускного режиму 
можна знаходити значення витрат теплоносія всередині ТГР та температури 
у зворотному патрубку первинного контуру. При цьому відхилення 
розрахункових значень від експериментальних не  перевищує 1%. За 
допомогою моделі для змішувального режиму можна знаходити значення 
витрат теплоносія всередині ТГР і значення температур на патрубках подачі 
вторинних контурів,. При цьому відхилення розрахункових значень від 
експериментальних не перевищує 2%. 
Дані моделі є спрощеними і не відображають залежності температур і 
розподілів потоків теплоносія від зміни кількості патрубків, що підводять і 
відводять теплоносій. Однак, використовуючи розглянуті підходи, можна 
отримати характеристики для ТГР з будь-якою іншою кількістю патрубків. 
Отримані експериментальні результати відображають особливості режимів 
роботи конкретного досліджуваного ТГР, проте характеристики для інших 
типорозмірів ТГР можна отримати за допомогою чисельного моделювання 
теплогідравлічних процесів, що протікають в ТГР. При цьому результати 
експериментальних досліджень можуть бути вихідними даними для 
перевірки правильності чисельної моделі. 
2.7 Висновки по розділу 2 
Серії експериментів з різними режимами роботи ТГР у системі 
теплопостачання дозволили зробити деякі практичні висновки та 
рекомендації: 
• перепад тиску на патрубках ТГР є відносно невеликою величиною 
74  
  
 
 
порівняно з втратами тиску інших елементів системи теплопостачання; 
• при зміні витрати теплоносія в широких межах в одному з контурів, 
витрата в інших контурах практично не змінюється. Причому функція 
гідродинамічного поділу контурів спостерігалася і при швидкостях руху 
теплоносія в ТГР, що дорівнюють 0,25 м/с, а не тільки при рекомендованих 
0,1-0,2 м/с; 
• при розташуванні патрубків первинного та вторинного контурів ТГР 
один навпроти одного на одній висоті був виявлений ефект відповідності 
кількох перепадів тиску на патрубках ТГР з боку одного з контурів тому 
самому значенню витрати в цьому контурі; щоб уникнути такого ефекту, 
необхідно розташовувати патрубки контурів ТГР, що підводять і відводять, 
на різних висотах відносно один одного; 
• вплив температури теплоносія в інтервалі від 25 до 70 °С на 
гідравлічний режим роботи ТГР не було виявлено; 
• в перепускному режимі роботи ТГР було визначено, що температури 
в патрубках подачі споживачів, , незначно відрізняються від температури в 
патрубках подачі джерела теплопостачання; 
• при організації змішувального режиму безпосередньо в ТГР в одному 
з контурів-споживачів слід звертати увагу на конфігурацію підключення 
споживача до ТГР (центральні патрубки або крайні патрубки). При 
організації змішувального режиму в центральних патрубках температура в 
крайньому патрубку, подачі, практично не змінюється. Але при організації 
змішувального режиму в крайніх патрубках відбуватиметься зміна 
температури теплоносія і в крайньому, і в центральному патрубках, подачі; 
• для використання ТГР в змішувальному режимі роботи схемою 
підключення джерела теплопостачання до ТГР є схема підключення 
неконденсаційних котлів. Ця схема дозволить отримати більш високі 
температури в подавальному та зворотному патрубках змішувального 
75  
  
 
 
контуру та більш плавну зміну теплової потужності в ньому; 
• отримані спрощені математичні моделі для знаходження розподілу 
потоків теплоносія всередині ТГР та температур у його патрубках у 
перепускному та змішувальному режимах роботи; 
• отримані експериментальні дані можна використовувати для 
подальших досліджень та чисельного моделювання теплогідравлічних 
процесів та режимів роботи ТГР та його раціонального застосування в 
системах теплопостачання 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
76  
  
 
 
 
  
 
 
 
 
 
 
Розділ 3. МАТЕМАТИЧНЕ МОДЕЛЮВАННЯ 
ТЕПЛОГІДРАВЛИЧНИХ ПРОЦЕСІВ  
І РЕЖИМІВ РОБОТИ ТГР В ANSYS FLUENT 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
МКР 23.144.02 ПЗ 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дат  
 Розроб. Дібрівний а 3 МАТЕМАТИЧНЕ МОДЕЛЮВАННЯ Літ. Арк. Акрушів 
 
 Перевір. Плахотний ТЕПЛОГІДРАВЛИЧНИХ ПРОЦЕСІВ   
 Реценз.  І РЕЖ ИМІВ РОБОТИ ТГР В 
 Н. Контр.  ANSYS FLUENT ЧДТУ, МТЕ-88 
 Затверд. Калейніков 
77  
  
 
 
3.1. Обчислювальна гідродинаміка в ANSYS Fluent. 
Для знаходження розрахункової картини розподілу температур, 
швидкостей, тисків за різних режимів роботи ТГР, а також моделювання ТГР 
різних типорозмірів та конфігурацій було вирішено скористатися 
програмним пакетом ANSYS Fluent . ANSYS Fluent - програмне 
забезпечення, яке має широкі можливості моделювання фізичних процесів з 
метою аналізу впливу рідини або газу на виріб або обладнання. У ньому 
розробляється модель ТГР, проводиться тестування різних моделей за різних 
граничних умов, отриманих в результаті експериментальних досліджень. 
Підтвердити результати моделювання можна за допомогою зіставлення 
термограм, знятих тепловізором під час експериментів, з візуалізованими 
результатами моделювання в ANSYS Fluent [90]. При моделюванні в ANSYS 
Fluent використовуються різні положення обчислювальної гідродинаміки 
для визначення характеристик потоків, а також наступні рівняння: 
•    рівняння збереження енергії; 
•    рівняння збереження імпульсу; 
•    рівняння нерозривності. 
Останні два рівняння також називають рівняннями Нав'є-Стокса. Оскільки 
на даний момент аналітичні рішення рівнянь Нав’є-Стокса є лише тільки для 
обмеженого кола простих завдань, зазвичай вдаються до чисельних методів 
розв'язання цих рівнянь. При цьому чисельне моделювання турбулентних 
потоків є складним і ресурно-витратним завданням, тому поширеним 
методом при моделюванні турбулентності є усереднення характеристик 
потоку за часом, запропоноване Рейнольдсом. Відповідно до цього методу 
до рівнянь Нав’є-Стокса додаються додаткові невідомі змінні, і для 
замикання всієї системи необхідно додати додаткові рівняння для моделей 
турбулентності. 
В даний час розроблено велику кількість моделей турбулентності, але вони 
78  
  
 
 
не мають універсальності і не описують будь-які течії та об'єкти однаково 
добре. Для вибору моделі турбулентності необхідно розуміти особливості 
взаємодії потоку та об'єкта, необхідну точність розрахунку, наявні 
обчислювальні ресурси. У роботі були протестовані три моделі для 
моделювання режимів роботи ТГР. 
•    Стандартна модель k-ε Standard 
У цю модель входять рівняння визначення турбулентної кінетичної енергії - 
k і швидкості дисипації турбулентної кінетичної енергії - ℇ . Стандартна k - 
ℇ модель є однією з найпопулярніших при вирішенні інженерних завдань, 
оскільки вона відносно проста, має гарну збіжність та достатню точність для 
широкого діапазону турбулентних течій. 
•    Модель k- ε Realizable 
Ця модель є більш сучасною та покращеною версією стандартної k - ℇ 
моделі. Передбачається, що дана модель точніше описує потоки, що 
обертаються, граничні шари з великими градієнтами тиску, відривні і 
рециркуляційні течії. 
•    Модель перенесення дотичних напруг k -Ѡ SST 
Дана модель є різновидом стандартної k - Ѡ моделі, де Ѡ - питома 
швидкість дисипації турбулентної кінетичної енергії. Однак ця модель 
додатково включає в себе k - Ѡ Модель. У пристінкових шарах 
використовується k - Ѡ модель, а на віддаленні від стінки використовується 
k - Ѡ модель. Таким чином, ця модель може бути використана для ширшого 
кола завдань, ніж стандартна k - Ѡ модель  
Для чисельного вирішення рівнянь у приватних похідних у ANSYS Fluent 
використовується метод кінцевих обсягів. При цьому розрахункова область 
розбивається на сукупність кінцевих обсягів, у центрах кожного із яких 
знаходиться рішення. Таким чином, необхідно побудувати розрахункову 
сітку з вузлами в центрах кінцевих об'ємів та для кожного об'єму записати 
79  
  
 
 
рівняння збереження маси, кількості руху та енергії. 
Процес моделювання складається з п'яти основних етапів: 
1. Створення геометричної моделі об'єкта, що досліджується, або області 
течії. 
2. Створення сіткової моделі розрахункової зони на основі  геометричної 
моделі. 
3. Створення розрахункової моделі із сіткової моделі. 
4. Пошук рішення. 
5. Подання результатів розрахунку . 
Основні труднощі при моделюванні в ANSYS Fluent - це побудова 
розрахункової сітки із задовільною точністю рішення при мінімальних 
витратах обчислювальної потужності комп'ютера, а також вибір граничних 
умов та моделі турбулентності. 
3.2. Моделювання теплогідравлічних процесів та режимів роботи ТГР 
у ANSYS Fluent. 
У програмному пакеті ANSYS Fluent було створено геометричну 
модель ТГР на основі малюнка 2.3. Оскільки геометрія ТГР асиметрична, 
лише половина геометричної моделі потрібна для моделювання. При цьому 
витрати теплоносія також необхідно зменшити вдвічі для коректного 
моделювання. 
Розрахункова сітка була створена вбудованим сітковим генератором ANSYS 
. Процес побудови напівавтоматичний з контрольованим згущенням сітки 
біля стін. В результаті отримана сітка складається з елементів у вигляді 
тетраедрів в ядрі потоку та елементів у вигляді прямокутних шарів в області 
граничного шару. При цьому мінімальна ортогональність сітки = 0,26, а 
середня величина = 0,91. Максимальна перекошеність сітки = 0,75, а середня 
величина = 0,21. Це можна вважати задовільною якістю розрахункової сітки  
Як граничні умови використовувалися дані, отримані експериментально. 
80  
  
 
 
Тип граничних умов на вході - масова витрата та температура. Тип 
граничних умов на виході – параметр outflow (частка витрати від сумарної 
витрати, що надходить у модель). Три різні моделі турбулентності були 
використані: k - ℇ Standard , k - Ѡ SST , k - ℇ Realizable . Ітерації проводились 
до тих пір, поки не досягалась збіжність рішення, тобто не зв'язки за всіма 
рівняннями становили менше 10 -4 , а для рівняння енергії - менше 10 -6 . 
Коли не зв'язки не досягали цих величин, перевірялась сталість не зв'язок і 
вихідних значень температур визначення збіжності рішення. 
 
3.3.Результати моделювання та порівняння з експериментальними 
даними. 
У цьому параграфі наведено граничні умови для моделювання, 
експериментальні дані та результати моделювання ТГР у перепускному 
режимі роботи для схеми підключення неконденсаційних котлів (таблиці 3.1 
та 3.2) та для схеми підключення конденсаційних котлів (таблиці 3.3 та 3.4) 
, а також у змішувальному режимі схеми підключення неконденсаційних 
котлів (таблиці 3.5 та 3.6) та для схеми підключення конденсаційних котлів 
(таблиці 3.7 та 3.8) . Крім того, наведено експериментальні термограми ТГР 
та змодельовані поля температур на зовнішній поверхні ТГР у перепускному 
режимі роботи для схеми підключення неконденсаційних котлів (малюнки 
3.1 та 3.2) та для схеми підключення конденсаційних котлів (малюнки 3.3 та 
3.4). Аналогічні дані змішувального режиму для схеми підключення 
неконденсаційних котлів наведено на малюнках 3.5 і 3.6, а для схеми 
підключення конденсаційних котлів - на малюнках 3.7 і 3.8. 
Аналізуючи таблиці з експериментальними даними та результатами 
моделювання, можна дійти висновку, що моделі турбулентності k - ℇ 
Standard і k - ℇ Realizable дають більш точні результати, ніж модель k - Ѡ 
SST . Оскільки модель k - ℇ Standard є більш проста і має хорошу збіжність, 
81  
  
 
 
було вирішено використовувати її в подальших обчисленнях. При аналізі 
малюнків можна звернути увагу, що деякі деталі на термограмах трохи 
відрізняються від змодельованих полів температур, але загалом схожість 
картин безсумнівна. 
3.3.1. Моделювання ТГР у перепускному режимі роботи для схеми 
підключення неконденсаіційних котлів 
3.1. Граничні умови для моделювання і експериментальні дані . 
Перепускний режим схема підключення некондесаційних котлів 
Таблиця 3.2. Результати моделювання при використанні трьох різних 
моделей турбулентності. Перепускний режим, схема підключення 
неконденсаційних котлів. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
82  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
83  
  
 
 
 
3.3.2. Моделювання ТГР в змішувальному режимі роботи для схеми 
підключення неконденсаційних котлів 
Таблиця 3.3.Граничні умови для моделювання і експериментальні дані. 
перепускний режим схем підключення конденсаційних котлів. 
Таблиця 3.4. Результати моделювання при використанні трьох різних 
моделей турбулентності. Перепускний режим схем підключення 
конденсаційних котлів. 
 
 
 
 
 
84  
  
 
 
 
85  
  
 
 
3.3.3.Моделювання ТГР в змішувальному режимі роботи для схеми 
підключення некондесаційних котлів. 
Таблиця 3.5. Граничні умови для моделювання і експериментальні дані. 
Змішувальний режим схем підключення неконденсаційних котлів 
 
Таблиця 3.6.Результати моделювання при використанні трьох різних 
моделей турбулентності .Змішувальний режим сема підключення 
неконденсаційних котлів. 
 
 
 
 
86  
  
 
 
 
87  
  
 
 
3.3.4. Моделювання ТГР в змішувальному режимі роботи для схеми 
підключення конденсаційних котлів  
Таблиця 3.7. граничні умови для моделювання і експериментальні дані. 
Змішувальний режим , схема підключення конденсаційних котлів 
Таблиця 3.8. Результати моделювання при використанні трьох різних 
моделей турбулентності. Змішувальний режим, схема підключення 
конденсаційних котлів. 
 
 
 
 
88  
  
 
 
 
89  
  
 
 
3.4 Моделювання режимів роботи ТГР інших типорозмірів та 
конфігурацій. 
Переконавшись, що модель k – ℇ Standard дає результати, що добре 
збігаються з експериментальними результатами при різних видах 
підключення джерела та різних режимах роботи, було вирішено 
використовувати цю модель для моделювання режимів роботи ТГР інших 
типорозмірів та конфігурацій. 
3.4.1 Моделювання режимів роботи ТГР збільшеного розміру. 
 У таблицях 3.9 та 3.10 наведено результати моделювання зі збільшенням 
лінійних та радіальних розмірів вихідної моделі у п'ять разів. Витрати при 
цьому були залишені без змін, були збільшені у 5 разів, у 25 разів та у 50 
разів. Вихідні дані для таблиці 3.9 відповідають даним з таблиці 3.7, а 
таблиці 3.10 - дані з таблиці 3.5. Порівнюючи таблиці 3.9 і 3.10 з таблицями 
3.8 і 3.6 відповідно, можна виявити, що збільшення розмірів моделі в 5 разів 
і збільшення витрат у 25 разів (при цьому швидкість руху теплоносія в 
патрубках не змінюється) призводить до практично тих же результатів 
моделювання, що і для вихідного варіанта. У той час як збільшення витрати 
в 5 разів або збереження вихідної витрати призводять до занизьких 
швидкостей руху в патрубках і всередині ТГР і, як наслідок, до полів 
швидкостей, тисків і температур по відношенню до вихідної моделі. При 
збільшенні витрат у 50 разів результати моделювання також не 
узгоджуються з результатами вихідної моделі. На малюнках 3.9 та 3.10 
показані поля температур на зовнішній поверхні за результатами 
моделювання зі збільшенням розмірів у 5 разів та витрат у 25 разів 
(відповідають таблицям 3.9 та 3.10) . При порівнянні малюнків 3.9 та 3.10 з 
малюнками 3.8 та 3.6 можна помітити, що відмінності між ними несуттєві. 
Таким чином, подібний розподіл температур усередині та по межах ТГР 
збільшеного розміру спостерігається за збереження значень швидкостей 
теплоносія в патрубках. 
90  
  
 
 
Таблиця 3.9. Результати моделювання при збільшенні розмірів вихідної 
моделі в п’ятикратному і двадцяти п’ятикратному збільшенні витрати. 
Змішувальний режим, схема підключення конденсаційних котлів 
Таблиця 3.10. Результати моделювання при збільшенні розмірів вихідної 
моделі в п’ятикратному , двадцяти п’ятикратному та п’ятдесяти кратному 
збільшенні витрати. Змішувальний режим схема підключення 
неконденсаційних котлів 
3.4.2 Моделювання номінального режиму роботи ТГР із збільшеним 
числом патрубків. 
У номінальному режимі роботи ТГР витрата у первинному контурі дорівнює 
сумарній витраті у вторинних контурах. При цьому вважається, що до всіх 
91  
  
 
 
споживачів у вторинних контурах надходить теплоносій з температурою, що 
дорівнює температурі в трубопроводі первинного контуру подачі. Щоб 
підтвердити або спростувати цю властивість, вихідна модель, що має по 
чотири патрубки з кожної сторони, була змінена так, що число патрубків з 
кожної сторони стало дорівнювати восьми (чотири подачі і чотири зворотні 
патрубки). Діаметри патрубків та корпусу відповідають значенням, 
наведеним на малюнку 2.3. При цьому відношення відстані між осями 
патрубків, що подають до діаметра патрубків становить 2,2, а відношення 
відстані між осями нижнього патрубка подачі і верхнього зворотного 
патрубка до діаметра патрубків становить 4,6. Температура теплоносія в 
патрубку первинного контуру подачі, була задана 70 °С. Витрати у всіх 
чотирьох контурах споживачів були задані однаковими, і вони становили по 
25% від витрат у первинному контурі. Температури в зворотних 
трубопроводах споживачів також задавалися однаковими, але при цьому 
було проведено три серії чисельних експериментів для різних 
температурних рівнів у зворотних трубопроводах: 50 С, 35 С, 20 С. 
На малюнку 3.11 наведена залежність температури теплоносія в патрубках 
подачі, вторинного контуру від висоти їх розташування і від температури в 
зворотних патрубках вторинних контурів. Вищі номери патрубків, подачі, на 
малюнку відповідають більш високому розташуванню патрубків, тобто 
номер 4 відповідає крайньому верхньому патрубку подачі, а номер 1 - 
нижньому з патрубків, подачі. На малюнку 3.11 видно, що в патрубках номер 
4, 3 і 2 температури відхиляються від температури теплоносія в патрубку, 
подачі джерела теплопостачання приблизно на 1,5-2 0С. У той же час в 
патрубку номер 1 відхилення досягають 3-5 С, що може бути пояснене 
близькістю патрубка подачі номер 1 до зворотних патрубків. При чому чим 
нижче температура в зворотних патрубках, тим сильніше відхилення 
температури у вторинних контурах, патрубків подачі. 
92  
  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 3.11. Залежність температури теплоносія в патрубках подачі 
вторинних контурів від висоти їх розташування і від температури в 
зворотних патрубках вторинних контурів. 
 Таким чином, в номінальному режимі роботи температури в патрубках 
подачі вторинних контурів залежать від близькості їх розташування до 
зворотних патрубків вторинних контурів, а також від температури в 
зворотних патрубках. При цьому в крайньому верхньому патрубку 
вторинного контуру спостерігається найменше відхилення температури від 
температури в патрубку подачі первинного контуру. 
 
3.5 Термічна стратифікація за висотою ТГР 
Однією з імовірних властивостей ТГР є термічна стратифікація по його 
висоті. Аналізуючи експериментальні термограми, наведені на малюнках 
вище, та результати параграфа 3.4.2, можна сказати, що ця властивість 
підтверджується для перепускного та номінального режимів. Але на 
малюнку 3.12 наведена термограма для змішувального режиму, на якій 
93  
  
 
 
видно, що вгорі та внизу ТГР є гарячі зони, а в середині ТГР – холодна зона. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Малюнок 3.12. Термограма верхньої та нижньої частини ТГР у 
змішувальному режимі.  
У цьому випадку термічна стратифікація за висотою ТГР не 
підтверджується. Розподіл температур усередині ТГР у змішувальному 
режимі визначається витратами і температурами теплоносіїв, що надходять 
у ТГР, як це було описано моделлю в параграфі 2.6, а не рівнем висоти. При 
цьому в модель було введено температуру tcm . В результаті порівняння 
експериментальних термограм та результатів чисельного моделювання з 
результатами використання спрощеної моделі для змішувального режиму 
з'ясувалося, що tcm може відрізнятись від реальної температури в середній 
зоні ТГР на 2-3 °С. Це пояснюється тим, що процеси змішування, які у ТГР 
досить складні, щоб описати їх одним параметром tcm. Але водночас 
спрощена математична модель для змішувального режиму (параграф 2.6) 
94  
  
 
 
дозволяє провести швидкий та орієнтовний розрахунок на відміну від 
чисельного моделювання. 
3.6. Пояснення до деяких експериментальних результатів та їх 
інтерпретація. 
Перепад тиску в ТГР вважається за величину, близьку до нуля, а сам ТГР 
називають нульовою точкою [36]. У параграфі 2.5.1 було визначено перепади 
тиску на патрубках ТГР експериментальним способом, проте можливості 
стенду не дозволили визначити перепад тиску безпосередньо на ТГР. 
Натомість було визначено сумарний перепад тиску. За допомогою 
моделювання в ANSYS Fluent вдалося визначити перепад тиску 
безпосередньо на досліджуваному ТГР. У всіх змодельованих випадках він 
становив трохи більше 100 Па. Таким чином, можна стверджувати, що 
перепад тиску на ТГР практично дорівнює нулю, а вимірювані 
експериментально перепади тиску показали втрати тиску в підвідних  
патрубках, , і місцевих опорах на вході і виході ТГР. 
У параграфі 2.5.3 було показано, що в дослідах з двома або трьома 
працюючими контурами одній й тій же витраті теплоносія відповідали різні 
перепади тиску на патрубках ТГР. При збільшенні витрати в одному контурі 
перепад тиску в іншому контурі зменшувався еквідистантно, якщо патрубки 
контурів були розташовані на одній висоті один навпроти одного. Після 
проведення кількох серій моделювання в ANSYS Fluent ця особливість була 
знову виявлена і підтверджена. Можна припустити, що при розташуванні 
патрубків контурів один навпроти одного на одній висоті потік легко 
проходить з одного патрубка в інший. А при розташуванні патрубків на 
різних висотах потік, виходячи з одного патрубка, ударяється об стінку ТГР, 
перш ніж потрапити до іншого патрубка. Тобто в першому випадку 
динамічний тиск потоку перетворюється на статичний тиск згідно із законом 
Бернуллі. А у другому випадку відбувається часткова дисипація енергії 
95  
  
 
 
потоку при ударі об стінку. Тому в першому випадку потік з одного контуру 
впливає на перепад тиску в іншому контурі, поступово знижуючи його до 
нуля, зі збільшенням витрати, а в другому – ні. Цю особливість необхідно 
враховувати при конструюванні ТГР і проектуванні систем з його 
використанням, щоб уникнути показань датчиків перепаду тиску, помилок 
систем автоматизації, що вводять в оману, і полегшити роботу 
експлуатуючого персоналу. Як показали результати експериментального 
дослідження та чисельного моделювання, змішувальний режим краще 
організовувати у центральних патрубках ТГР. Якщо робити це для крайніх 
патрубків, то регулювання витрати в них буде викликати зміну температури 
як в крайньому патрубку подачі, так і в центральному патрубку подачі. При 
цьому схема підключення для конденсаційних котлів призводить до того, що 
температури в центральному контурі нижче, ніж у схемі підключення 
неконденсаційних котлів. Це пояснюється тим, що у схемі підключення 
конденсаційних котлів теплоносій із крайнього зворотного патрубка 
споживача легше «проходить» у зворотний патрубок джерела 
теплопостачання, збільшуючи температуру в ньому, але при цьому 
температура в центральному контурі зменшується. 
3.7. Висновки по розділу 3 
•   У програмному пакеті ANSYS Fluent було створено модель ТГР та 
проведено моделювання перепускних та змішувальних режимів роботи ТГР 
при двох типах підключення джерела теплопостачання: схема підключення 
неконденсаційних котлів та схема підключення конденсаційних котлів. 
•     Модель турбулентності k - ℇ Standard дає результати, що добре збігаються 
з експериментальними результатами при різних видах підключення джерела 
та різних режимах роботи, тому було вирішено використовувати цю модель 
для моделювання режимів роботи ТГР інших типорозмірів та конфігурацій. 
•    При моделюванні ТГР, лінійні та радіальні розміри якого збільшені в 5 
96  
  
 
 
разів щодо вихідної моделі, подібний розподіл температур усередині ТГР та 
за його межами спостерігається при рівності значень швидкостей теплоносія 
у патрубках (при збільшенні витрати теплоносія у 25 разів) . 
•   У номінальному режимі роботи температури в патрубках подачі 
вторинних контурів залежать від близькості їх розташування до зворотних 
патрубків вторинних контурів, а також від температури в зворотних 
патрубках. При цьому в крайньому верхньому патрубку вторинного контуру 
спостерігається найменше відхилення температури від температури в 
патрубку, подачі первинного контуру. 
•     Термічна стратифікація за висотою ТГР підтвердилася для перепускного 
та номінального режимів, у той час як для змішувального режиму 
температури всередині ТГР визначаються витратами і температурами 
теплоносіїв, що надходять у ТГР. 
• Моделювання показало, що перепад тиску безпосередньо на 
досліджуваному ТГР становить не більше 100 Па 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
97  
  
 
 
    
 
 
 
 
 
 
 
 
 
ВИСНОВКИ ПО РОБОТІ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
МКР 23.144.02 ПЗ 
Змн Арк. № докум. Підпис Дат  
 Ро. зроб. Дібрівний а Літ. Арк. Акрушів 
 Перевір. Плахотний ВИСНОВК И З РОБОТИ 
  
 Реценз.   
 Н. Контр.  ЧДТУ, МТЕ-88 
 Затверд. Калейніков  
98  
  
 
 
ВИСНОВКИ ПО РОБОТІ 
1) Експериментально перевірено основні властивості та особливості 
ТГР: розділення приєднаних контурів у гідродинамічному режимі; 
практично нульовий перепад тиску безпосередньо на ТГР; термічна 
стратифікація за висотою у перепускному та номінальному режимах. 
2) Експериментально виявлено особливості роботи ТГР: ефект 
відповідності кількох перепадів тиску на патрубках ТГР одному й тому ж 
значенню витрати; стабільність гідравлічного режиму за зміни температури 
теплоносія в інтервалі від 25 до 70 °С; відсутність термічної стратифікації 
за висотою у змішувальному режимі роботи ТГР. 
3) Експериментально досліджено перепускний та змішувальний режими 
роботи ТГР у системах теплопостачання та отримано практичні 
рекомендації щодо підключення контурів у цих режимах: розташування 
патрубків первинних та вторинних контурів ТГР на різних висотах відносно 
один одного; при організації змішувального режиму безпосередньо в ТГР 
доцільніше використовувати для цього центральні патрубки ТГР замість 
крайніх; кращий вибір схеми для підключення неконденсаційних котлів при 
режимі змішування безпосередньо в ТГР. 
4) Отримано спрощені математичні моделі для знаходження розподілу 
потоків теплоносія всередині ТГР та температур у його патрубках у 
перепускному та змішувальному режимах роботи. 
5) Розроблено чисельну модель ТГР з використанням стандартної к-ℇ 
моделі турбулентності для моделювання теплогідравлічних процесів у ТГР. 
6) Отримано результати моделювання для різних типорозмірів та 
конфігурацій ТГР: подібний розподіл температур усередині та за межами 
ТГР збільшеного розміру за збереження значень швидкостей теплоносія в 
патрубках; залежність температури в патрубках подачі вторинних контурів 
ТГР в номінальному режимі роботи від висоти їх розташування і від 
температури в зворотних патрубках вторинних контурів. 
 
 
  
                
 
99  
  
 
 
СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ 
 
1. Теплопостачання: Підручник / О. П. Любарець, О. М. Зайцев, В. О. 
Любарець. – К.: Основа, 2011. – 488 с. (Заміна застарілого підручника 
Іоніна). 
2. Проектування систем централізованого теплопостачання: Навч. 
посібник / В. П. Розен та ін. – К.: КПІ ім. Ігоря Сікорського, 2018. – 
260 с. 
3. Сідельковський Л. М., Юренєв В. М. Парогенератори промислових 
підприємств. – К.: Вища школа (перевид.), 1990. 
4. Енергетичні установки та теплові електричні станції: Підручник / Й. 
С. Мисак та ін. – Львів: Видавництво Львівської політехніки, 2014. – 
464 с. 
5. Лабай В. Й. Кондиціювання повітря: Підручник. – Львів: Видавництво 
Львівської політехніки, 2019. – 320 с. 
6. ANSYS Fluent Theory Guide. Release 2024 R1. – Canonsburg, PA: 
ANSYS, Inc., 2024. (Оновлено до актуальної версії). 
7. ANSYS Fluent Meshing User's Guide. Release 2024 R1. – Canonsburg, 
PA: ANSYS, Inc., 2024. 
8. Пирков В. В. Сучасні теплові пункти. Автоматика та регулювання. – 
К.: ІІ ДП «Такі справи», 2007. – 252 с. 
9. Настанови з проектування індивідуальних теплових пунктів: ДСТУ-Н 
Б В.2.5-35:2007. – К.: Мінрегіонбуд України, 2008. 
10. Danfoss Learning: Engineering tomorrow. District Heating Application 
Handbook. – Nordborg, Denmark: Danfoss A/S, 2022. – 110 p. (Заміна 
російських методичок Danfoss на міжнародні оригінали). 
11. Brange L. et al. Risks and opportunities for bottleneck measures in Swedish 
district heating networks // Energy Procedia. – 2018. – Vol. 149. – P. 380–
100  
  
 
 
389. 
12. Buffa S. et al. 5th generation district heating and cooling systems: Review 
of existing cases in Europe // Renewable and Sustainable Energy Reviews. 
– 2019. – No. 104. – P. 504–522. 
13. Zhang Y. et al. Energy Performance Analysis of Integrated Distributed 
Variable-Frequency Pump and Water Storage System for District Cooling 
Systems // Applied Sciences. – 2017. – Vol. 7, No. 11. 
14. Назаренко І. А. Інноваційні технології та енергоефективне обладнання 
в теплоенергетиці: навч.-метод. посібник. – Запоріжжя: ЗДІА, 2017. – 
120 с. 
15. Чейлитко А. О. Проектування та оптимізація систем теплопостачання: 
навч.-метод. посібник. – Запоріжжя: Вид-во ЗДІА, 2016. – 200 с. 
16. Боженко М. Ф. Системи опалення, вентиляції і кондиціювання повітря 
будівель: навч. посібник. – К.: КПІ ім. Ігоря Сікорського, 2019. – 380 с. 
17. Цяпко М. Ф., Яловий М. І., Павленко А. М. Гідрогазодинаміка. – 
Дніпродзержинськ: ДДТУ, 2009. – 264 с. 
18. Андріїшин М. П. та ін. Гідравліка: навчальний посібник / за ред. Р. Ф. 
Гімера. – Івано-Франківськ: Факел, 2000. – 253 с. 
19. Буляндра О. Ф. Технічна термодинаміка. – К.: Техніка, 2006. – 320 с. 
20. Співак О. Ю., Резидент Н. В. Тепломасообмін. Частина І. – Вінниця: 
ВНТУ, 2021. – 113 с. 
21. Лабай В. Й. Тепломасообмінні процеси в системах ТГВ: Підручник. – 
Львів: Видавництво Львівської політехніки, 2021. – 340 с. 
22. Василенко С. М. та ін. Основи тепломасообміну / за ред. К. М. Гулого. 
– К.: НУХТ, 2004. – 250 с. 
 
101
ChSTU repository

ChSTU repository preserves and enables easy and open access to all types of digital content including text, images, moving images, mpegs and data sets
