Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ББК 38.762.3 К 55
УДК 33.9
КОКОРИН О. Я. Современные системы кондиционирования воздуха. — М.: Издательство физико-математической литературы. 2003. — 272 с. ISBN 5-94052-066-6
В книге содержатся данные о методах и принципиальных схемах аппаратов для сокращения расхода тепла и электроэнергии при круглогодовом функционировании систем кондиционирования воздуха в жилых, общественных и промышленных зданиях. Даются технические показатели нового энергосберегающего оборудования и методы расчета их технических характеристик. Приводятся результаты тсхиико-эконо- мичсского анализа при сравнении различных методов обработки воздуха и схем систем кондиционирования.
Книга предназначена для широкого круга специалистов, работающих в области проектирования, монтажа, наладки и эксплуатации систем кондиционирования воздуха. Может служить учебным пособием для студентов строительного и политехнического профилей обучения.
КОКОРИН Олег Янович
Современные системы кондиционирования воздуха
Компьютерная верстка £ А. Митченко
Компьютерная графика
и оформлениеМ. Н. Грицук
ИД №01389 от 30.03.2000
Гигиеническое заключение № 77.99.02.953.Д.003724.07.01 от 05.07.2001
Подписано в печать 15.04.200 3. Формат 60 х 84/16. Печать офсетная.
Бумага офсетная № 1. Усл.-печ. л. 15,87. Уч.-изд. л. 18.7. Тираж 1000 экз.Заказ № 2270.
Издательство физико-математической литературы
119071 Москва В-71, Ленинский проспект, 15
Отпечатано в полном соответствии с качествомпредоставленных диапозитивов на ФГУИПП «Вятка»610033, г. Киров, ул. Московская. 122
© О. Я. Кокорин, 2003
ISBN 5-94052-066-6ISBN 5-94052-066-6© Фирма Инж-Сервис, 2003
ISBN 5-94052-066-6
ISBN 5-94052-066-6
ПРЕДИСЛОВИЕ
Качественная и надежная работа систем кондиционирования воздуха и вентиляции, прежде всего, определяется качеством разработанных проектных решений, качеством и наде?кностью применяемого оборудования. В настоящее время на рынке России имеется оборудование, позволяющее создать качественные и надежные системы вентиляции и кондиционирования воздуха. К со- ?калению, изучение ряда реализованных за последние годы решений систем вентиляции и кондиционирования в общественных и промышленных зданиях показывает, что проектанты, особенно это имеет отношение к проектам зарубежных фирм, не применяют методы вариантного проектирования и не отыскивают рационального решения систем. Зарубежные проектанты, как правило, заинтересованы в применении оборудования определенной зарубежной фирмы. Поэтому разработанные ими проекты отражают интересы определенных фирм-производителей, и на рынки в Россию поступает оборудование, разработанное и предназначенное для применения в принципиально отличных от России климатических условиях.
Особенности климата России с продолжительными и суровыми зимами, с коротким, но жарким летом обязательно должны учитываться при выборе режимов работы и состава функциональных частей в системах кондиционирования и вентиляции. Современные системы кондиционирования воздуха (СКВ) должны отвечать следующим условиям:
—обеспечивать круглогодовое функционирование по энергосберегающей технологии, обеспечивающей значительное (до 60%) сокращение расходов тепла и электроэнергии по сравнению с традиционными СКВ;
—улучшать охрану окружающей воздушной среды;
—включать в СКВ простое по обслуживанию и надежное в работе оборудование.
Нахождение рационального современного проектного решения СКВ необходимо проводить методом вариантного проектирования. В качестве базового варианта для сравнения следует принимать традиционные центральные СКВ, которые сравниваются по капи-
44Предисловие
4
4
тальным и годовым эксплуатационным затратам с новыми решениями СКВ. Безусловно, для нахол^дения современного решения СКВ необходимо располагать опытом проектирования, монтажа и наладки таких систем. Фирма «Инж-Сервис» (тел. (095)465-27-83) имеег многолетний опыт по проектированию, монта?ку, наладке и техническому надзору над современными решениями СКВ для различных типов зданий. Наличие такого опыта является гарантией длн Заказчика успешного решения по реализгщии современных СКВ.
В предлагаемой читателям книге приводятся некоторые решения современных СКВ для различных типов зданий. Все пожелания и замечания по представленному в книге материалу просим направлять по адресу： 125581 Москва А-581, ул. Флотская, д. 13, корп. 2, кв. 274. Кокорину О.Я.
Глава 1
МЕТОДЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ ТРЕБУЕМОЙВОЗДУШНОЙ СРЕДЫ В ПОМЕЩЕНИИ
1.1. Определение производительностиприточно-вытяжных агрегатов
Окружающая воздушная среда является опроделяющим фактором сохранения здоровья и активной яшзнедсятельности людей, животных, птиц и растений. Задачами комфортных по назначению систем вентиляции и кондиционирования является создание и поддержание в помещении благоприятных для жизнедеятельно- сти параметров окружающего воздуха, главными из которых являются: температура воздуха ZB. ℃; относительная влажность 夕в, %； запыленность Св,мг/мЗ； газовый состав, например, по содерл:а- нию кислорода и вредных для жизнедеятельности организма газов (например, углекислого газа СО2).
Производительность по воздуху приточных и ВЫТЯ7КНЫХ систем вентиляции и кондиционирование определяются по условиям удаления из зоны обитания вредностей, влияющих на формирование определяющих воздушных параметров. В помещениях общественных и /килых зданий определяющими вредностями, как правило, являются тепловыделения QT_H36 Вт. Расчет требуемого расхода приточного воздуха для удаления теплоизбытков производится по формуле
Г Qr-нзб X 3,63 ,
Ьп = —7：，м7ч.(1-1)
"口(сy - %口)еp
Температуры приточного воздуха in определяется выбранным режимом его приготовления и воздухораспределсния. Температура удаляемого iy воздуха зависит от принятой схемы организации воздухообмена в помещении. Наиболее качественным по санитарно-гигиеническим требованиям является схема подачи приготовленного при точного воздуха L„ непосредственно в рабочую оби-
таемую зону помещения и вытя?кка отепленного, загазованного и пыльного воздуха из верхней зоны под потолком помещения. Условия организации воздухообмена удобно оценивать через показатель К厶，вычисляемый для условий удаления теплоизбытков по формуле
Kl =片， (1.2)
где 力п,力в,力у — температура соответственно приточного, в зоне обитания и удаляемого вытяжными системами воздуха в градусах Цельсия.
На рис. 1.1 представлена графическая зависимость показателя Kl от отношения теплоизбытков в рабочей зоне Ст-Изб.р.з. к общим
Рис. 1.1. Графическая зависимость показателя эффективности организации воздухообмена при подаче охлажденного воздуха в рабочую зону помещения — вытеснительная вентиляция: • — данные профессора Гримитлина М.И. [3]; ® — расчетные данные автора для административных помещений; О ——натуральные наблюдения автора на текстильных предприятиях
теплоизбыткам в помещении Qt-^q. Если вес тепловыделения остаются в рабочей зоне, то отношения <2т-Изб.р.з./Ст-изб = 1 и показатель К^ = 1. При подаче приточного воздуха в рабочую зону жилых комнат отношения теплоизбытков имеет значение порядка 0,45 и показатель Kl = 2,2. В дальнейшем изложении приводятся данные о возможных величинах К^.
При наличии в помещении преобладающих влаговыделений И^вл-изб в кг/ч, что характерно например, для помещений плавательных бассейнов, количество приточного воздуха для удаления
Определение производительности притонно-выт且咏ннх агрегатов? влагоизбытков вычисляется по формуле
Г И^вл-изб X 1000 3 .
Влагосодержание приточного воздуха dn, г/кг, определяется выбранным ре/кимом его приготовления. Влагосодержание удаляемого воздуха t/y, г/кг, определяется принятой схемой организации воздухообмена. Для условий преобладающего удаления влагоизбытков показатель организации воздухообмена вычисляется по формуле
Kll (1.4) «в -盡
Влагосодеря^ание воздуха в рабочей зоне d3 зависит от назначения помещения и нормируемых параметров <в и <^в. В гл. 3 на примере выбора рациональной системы приточной вентиляции для помещения плавательного бассейна будут показаны особенности организации режимов приготовления приточного воздуха и возможные величины показателя К^-
В животноводческих и птицеводческих помещениях определяющей вредностью является избыток углекислого газа Гсо2- В этих помещениях расход приточного воздуха вычисляется по формуле:
% = мЗ& (1.5)
где Гсо2 — количество выделяемого в в воздух помещения углекислого газа, л/ч; Су — концентрация углекислого газа в удаляемом воздухе, л/м3; G — концентрация углекислого .газа в приточном воздухе, л/м3.
Как правило, наименьшая концентрация вредного газа имеет место в наружном воздухе, который и используется в качестве приточного, т. е. G = Сн・
Углекислый газ выделяется от животных при температурах, превышающих температуру окружающего воздуха. Это обусловливает конвентивный подъем горячего углекислого газа под перекрытие. Поэтому рациональна организация воздухообмена с подачей приточного воздуха в рабочую зону и удаление загазованного воздуха из верхней зоны помещения с содержанием газа Су, что оценивается через показатель организации воздухообмена:
(1.6)
Обычно в помещении имеют место все три вида рассматриваемых выше вредностей. За расчетный расход приточного возду:ха 厶 необходимо принимать наибольшую величину, вычисленною соответственно по формулам (1.1), (1.3) и (1.5). В зависимости <от вида преобладающих вредностей в помещении применяются различные методы приготовления приточного воз чуха для полученгия требуемых его параметров в рабочей зоне.
Режимы работы приточно-вытяжных системв помещениях с пр е обладанием теплоизбытков
Наибольшие теплоизбытки в помещениях имеют место в ра)с- чстных условиях теплого периода года, которые вычисляется njpn параметрах 13 [18]. Это характерно для условий формирования пепловых ре?кимов в помещениях жилых, общественных и промыгш- ленных зданий. Расчет составляющих расчетных теплопритокогя в помещениях зданий проводится по известным методикам, приведенным, например, в учебнике [2] и нормативной литературе [18^]-
На рис. 1.2 показаны две принципиально различные схемы организации воздухообмена в помещении. Схема сверху-вверх (рис. 1.2а) является наиболее традиционной для устройства оте^ис- ствснных систем вентиляции и кондиционирования в обтествсзн- ных, административных и промышленных зданиях. Подача пр?и- точного воздуха сверху в рабочую зону приводит к перемешивании。 воздуха по высоте помещения. Такой редким организации возд1у- хообмепа называют смесительной вентиляцией, что обусловливайет температуру воздуха по высоте помещения iB = iy и показателль К^ = 1. В натурных испытаниях в современных помещениях текстильных предприятий, где приточные и вытяжные устройст^ва располагаются в цехах высотой до 8м на потолке на расетоянрии до 2 м между собой, отмечены более низкие температуры iy удаляемого воздуха по сравнению с температурой воздуха tB в рабочей зоне цеха. В этих наблюдениях получен показатель К^ < 1, тито указывает на попадании части охла?кденного приточного воздуха 力п к вытяжным отверстиям, минуя рабочую зону и это значителыно снижает эффективность отведения теплоизбытков в рабочей 3orfie. Кроме этого, методы смесительной вентиляции обусловливают по)Д- мсшиванис к приточной струе воздуха из верхней зоны помепИС- ния части вредностей, таких как водяные пары и легкие газтьт, которые поднимаются конвективными потоками под потолок. Ваз- вращение в рабочую зону приточным воздухом части вредностгей
99Режимы работы притонно-вытях〈ных систем
9
9
из верхней зоны значительно ухудшает санитарно-гигиенические и энергетические качества от работы систем вентиляции и кондиционирования воздуха [18].
При схеме подачи приточного воздуха Ln непосредственно в рабочую зону (рис. 1.2% такие вредности как тепло и влаговыде- ления, легкие газы и мелкая пыль вытесняются конвективными потоками под потолок и удаляются с вытяжным воздухом Ly.
Рис. 1.2. Сравнительные показатели двух систем организации воздухообмена в 、〃28-17…помещении: а) схема сверху-вверх, Kl = —= 1; б) схема затопления ра-28 — 17Рис. 1.2. Сравнительные показатели двух систем организации воздухообмена в 、〃28-17…помещении: а) схема сверху-вверх, Kl = —= 1; б) схема затопления ра-28 — 17б очей зоны приточным воздухом и вытяжка под потолком, Klб очей зоны приточным воздухом и вытяжка под потолком, Kl竺二 17 =23-17，竺二 17 =23-17，
Рис. 1.2. Сравнительные показатели двух систем организации воздухообмена в 、〃28-17…
помещении: а) схема сверху-вверх, Kl = —= 1; б) схема затопления ра-
28 — 17
Рис. 1.2. Сравнительные показатели двух систем организации воздухообмена в 、〃28-17…
помещении: а) схема сверху-вверх, Kl = —= 1; б) схема затопления ра-
28 — 17
б очей зоны приточным воздухом и вытяжка под потолком, Kl
б очей зоны приточным воздухом и вытяжка под потолком, Kl
竺二 17 =
23-17，
竺二 17 =
23-17，
Рабочая зона заполняется свежим приточным воздухом и под потолок вытесняются вредности, что называется методом вытеснительной вентиляции. Необходимо стремиться к массовому внедрению в практику проектирования и строительства систем вентиляции и кондиционир ования методов подачи приточного воздуха в рабочую зону и вытя?кку под потолком (вытеснительная вентиляция). Ограничительным условием для применения схем вытеснительной вентиляции является обязательное выполнение требований комфортности поступления приточного воздуха в рабочую зону обитания людей. По нормам СНиП [18] указывается, что в холодный период года отклонение температуры в приточной струе in()т нормируемой температуры воздуха в обитаемой или рабочей зоне 力в не должно превышать 3℃. В теплый период года этот температурный перепад может быть увеличен до 6 градусов, как это показано на схеме рис. 1.26.
Температура воздуха в рабочей зоне £в по нормам СНиП [18] определяется в зависимости от назначения помещения и расчетной температуры наружного воздуха. Так, например, в теплый период года комфортная температура воздуха в климате Москвы в помещениях отвечает iB = 25 ℃ при относительной влажности Рв = 60—40%. Газовый состав воздуха обеспечивается нормируемой подачей в помещения санитарной нормы приточного наружного воздуха. Для я^илых помещений санитарная норма подачи приточного наружного воздуха определена в /п.н = 3 м3/(ч-м2) обитаемой площади [18]. В общественных и административных зданиях саннорма приточного наружного воздуха составляет %пн = 60м3/(ч-чел)} в помещениях больничных зданий %п.н = =80 м3/(ч-чел). В целях экономии энергии автором рекомендуется [8] расход приточного воздуха Дп приготовляемый в центральном приточном агрегате, принимать равным минимальнонеобходимому по санитарным нормам:
Еп = ^п.н(мин)=风п.н, M^/q.(L7)
Для жилых обитаемых помещений в формуле (1.7) вместо количества людей в помещениях Л используется величина обитаемой площади 启6, м?. Количество отводимого избыточного тепла минимальным расходам приточного наружного воздуха Ьп.н(мин) вычисляется по формуле
= 4 H(мун)*严匸。吧 Вт (1.8)
Температура охлаукденного приточного наружного воздуха fn.H выбирается из условий обеспечения комфортности в оздухор а спр еде- ления в рабочую зону и возможностей используемых средств охлаждения в приточном агрегате наружного воздуха. Для снижения температуры in.H при подаче охлажденного наружного воздуха в рабочую зону успешно применяются отечественные конструкции возду хор аспр еделителей со смешением охлажденного наруяшого ^.н и внутреннего iB воздуха [8, 9].
Температура приточного воздуха в смесительных эжекцион- ных воздухор аспр еде лителя х вычисляется по формуле
&(L9)
где К?= 上в.з/£ц.н — коэффициент эжекции в воздухораспределитель внутреннего воздуха LB э на единицу приточного нару?кного воздуха Ец.н.
В современных эя;еиционных воздухораспределительных аппаратах [8] достигается показатель К? = 2,8.
По следовательно сть нахождения техническихпоказателей систем кондиционирования
Расчет требуемой производительности приточных агрегатов начинают с теплого периода года, когда расчетные теплоизбытки имеют наибольшую величину. Для традиционных схем смесительного воздухораспределения (см. рис. 1.2а) в формуле (1.1) температура 力у = % 以力в, ° С дол?кны отвечать условиям теплового комфорта [18] или требованиям технологии производства. Температура приточного воздуха 力口 определяется рациональными способами охлаждения приточного воздуха и условиями комфортности поступления охлажденного воздуха в рабочую зону. В традиционных смесительных схемах воздухораспределения рабочий перепад температур принимается
△力раб = %в — %п = 8—10. ℃.
В схемах вытеснительной вентиляции рабочий перепад температур по восприятию теплоизбытков может быть значительно больше и вычисляется по формуле:
△^раб = iy - in, ℃. (1.10) Путем применения эжекционных смесительных в оз ду хор а спр еде- лителей комфортность поступление охлажденного приточного воздуха mohwt быть обеспечена при значительно более низких 力屮 В теплый период года при температуре воздуха в рабочей зоне % = 25 ℃ температура приточного воздуха по условиям комфортности воздухораспределения может быть принята in = 19 °C. Из преобразованного выражения (1.9) можно вычислить допустимую температуру охлажденного приточного нарул^ного воздуха при применении эжекционного смесительного воздухораспределителя:
£и.н =%" + &)—К衣，℃• (1.11) Или для принятых значений tB = 25℃ и tn = 19 ℃ по выра- ?кению (1.11) вычисляем возмо?кную минимальную температуру охлажденного приточного наружного воздуха при Кэ = 2,8:
in.H(MHH)= 19(1 + 2,8) - 2,8 X 25 = 2,2℃.
Осуществление охлаждение наружного воздуха до минимальнодопустимой температуры 厶八心砲=2,2℃ энергетически не эффективно и. как правило, нс применяется. Оценку и выбор энергетически рациональных режимов приготовления приточного воздуха удобно проводить с помощью графического построения процессов приготовления воздуха на I—d диаграмме влалшого воздуха. Подробное изло?кение особенностей построения и пользования /—d диаграммой можно найти в различных литературных источниках, например в учебнике [2]. Принимаем условия, что охлаждение приточного паругкного воздуха в приточном агрегате осуществляется от начального состояния (точка Н): % = 28,5 ℃, dH = Юг/кг при расчетных параметрах Б теплого периода года в Москве [18]. Как правило, влаговыделения в помещениях административных зданий незначительны. Выделения влаги только от людей. Эти влаговыдсления рационально поглощать количеством санитарной нормы охлажденного приточного наружного воздуха (процесс ПН -У на рис. 1.3).
На рис. 1.3 заштрихованным участком на I—d диаграмма выделена область комфортных параметров воздуха в рабочей зоне административных и жилых зданий в теплый период года [18]. Поглотительная способность саннормы охлая:денного наружного воздуха по восприятию влагоизбытков вычиеляегся по выражению
△dpa6 = •幣Еб_, г/кг (1.12) 厶п.н Рп.н
Количество влагоизбытков 釈в・гзб，г7"，вычисляется по известным методикам [2]. Применительно к а ^министративн ым зданиям при £в — 25 °C влаговыдсления при работе средней гяжести от одного человека составляют 185 г/(чел-ч) [8]. По саннормам на одного человека подается ЬПЛ1 二 60м3/ч. По формуле (1.12) получим
Л^6 =試3 = 2,6 г/кг.
Энергстичсс1ш наиболее рационально охлаждать приточный воздух при постоянном влагосодержании, когда весь холод затрачивается только на понижение температуры приточного воздуха. В расчетных условиях теплого периода года в Москве 力н = 28,5 °C: * = 10 г/иг; температура точки росы 力рн = 14 ℃. Это опре- де】нст максимальное охлаждение при постоянном влагосодеря;а-
нии 10г/кг до $ох = 14,5℃. В приточном вентиляторе и воздуховодах нагрев приточного нару?киого воздуха составляет 1 ℃ и тогда tn н — 15,5 °C. Для обеспечения комфортного поступления
& г/кг
Рис. 1.3. Построение на I-d диаграмме режима в теплый период года охлаждения санитарной нормы приточного наружного воздуха и отведение тепло- и влаговы- делений в помещении. Условные обозначения режимов: Н-ОХ — охлаждение в приточном агрегате; ОХ-ПН — нагрев в приточном вентиляторе и воздуховодах; ПН-В-У ——поглощение по высоте помещения тепло- и влаговыделений охлажденным приточным наружным воздухом, подаваемым в рабочую зону и удаляемым под потолком помещения; ПН-П-В — смещение в воздухораспределителе охлажденного и внутреннего воздуха; В-ОХм — охлаждение внутреннего воздуха в местном воздухоохладителе
приточного воздуха：приточного воздуха：охлажденного наружного воздуха в рабочую зону применяем зкек- ционный смесительный воздухораспределитель с коэффициентом Э7КСКЦИИ Кэ = 1 [8]. По формуле (1.9) вычисляем температуру Т Т V4 V V—— — —■>
приточного воздуха：
приточного воздуха：
力П =力П =15,5 + 1 х25 сf 丄 1— = 20,25 ℃.
力П =
力П =
丄十丄
Преобразуем выражения (1.2) относительно неизвестной температуры удаляемого воздуха ty：
ty = KL(tB-tu) + t^℃.(1.13)
На рис. 1.1 представлена графическая зависимость показателя К^ от отношения теплоизбытков, оставшихся в рабочей зоне, к общим теплоизбыткам. В современных административных зданиях применяется большое число слуукебных аппаратов, потребляющих электроэнергию, которая переходит в тепло, уносимое конвективными потоками под потолок. По натурным наблюдениям от общих теплопритоков в административном помещении в рабочей зоне остается не более 45% расчетных теплоизбытков. При таких условиях по графику на рис. 1.1. получаем Kl = 2,2. По выражению (1.13) вычисляем температуру удаляемого воздуха:
ty = 2,2(25 - 20,25) + 20,25 = 30,7℃.
Охлажденный наружный воздух поступает в помещение при dn.H = =10 г/кг, а поглотительная способность по удалению влагоизбыт- ков вычислена выше: △dpae = 2,6 г/кг. Тогда влагосодержание удаляемого воздуха составит
dy = dn.H + Adpa6 = 10 + 2,6 = 12,6г/кг.
На I—d диаграмме (см. рис. 1.3) в месте пересечения изотермы £у = 30,7 ℃ и влагосодержания dy = 12,6 г/кг находим параметры удаляемого воздуха (точка У). Соединяем прямой линией точки ПН и У, получаем луч процесса поглощения в помещении постоянных гепло- и влаговыделений охлажденным приточным нару?кным воздухом.
Пересечение прямой ПН-У с изотермой 力в = 25 ℃ дает точку В — параметры воздуха в рабочей зоне помещения при комфортной влажности Зв = 56%.
Согласно построению на рис. 1.3 при подаче на одного человека в помещение саннормы приточного наружного воздуха 60м3/ч, воспринятые этим количеством приточного воздуха теплоизбытки вычисляются по выраукению (1.8):
В современном административном здании один служащий, как правило, применяет для работы персональный компьютер, потребляющий до 200 Вт электроэнергии. При iB = 25 ℃ явные тепловыделения от одного работающего на компьютере человека в комнате составляют: 200+70 = 270Вт/чел. Постоянные тепловыделения рационально отводить охлажденным Лп н(мин)[8]. Оставшиеся в помещении теплоизбытки вычисляются по формуле
(1-14)(1-14)Qt-H36-mh = Qt-H36 — Qt-h36. п.н., Вт.
(1-14)
(1-14)
По времени суток изменяются теплопритоки в помещении от солнечной радиации и трансмисионные теплопритоки через наружные ограждения, что рационально приравнивать левой части выражения (1.14). Это позволит в местном воздухоохладителе осуществить охлаждение внутреннего воздуха до температуры (процесс В-ОХ на рис. 1.3), обеспечивающей отведение переменных по времени суток теплоизбытков Qt-изб-мн- Охладительная производительность местного агрегата легко автоматически регулируется, что позволяет изменять потребление холода в каждом помещении (или обслуяшваемой зоне) по условиям изменения теплового режима и экономить энергию на выработку холода на центральной холодильной станции. Системы, в которых применяются центральные приточные и вытяжные агрегаты, а в помещениях установлены местных воздухоохладители, называются местно-центральными. В работе [8] подробно показано на значительные энергетические и экономические преимущества местно- центральных систем по сравнению с центральными традиционными системами. Для сравнения вычислим охладительную способность приточного воздуха в количестве 60 м3/ч от центрального агрегата, где наруяшый приточный воздух охлажден до £п = 17℃ и подается традиционно сверху:
60 х 1,2 х 1(25-17)1б60 х 1,2 х 1(25-17)1б=160 Вт.=160 Вт.
60 х 1,2 х 1(25-17)
1б
60 х 1,2 х 1(25-17)
1б
=160 Вт.
=160 Вт.
Для поглощения одинаковых теплоизбытков с Ст-изб. п.н. = 304 Вт, как вычислено выше для местно-центральной системы, применение традиционной центральной системы потребует следующего увеличения производительности приточного агрегата:
%=%==114 м3/ч.=114 м3/ч.304 х 3,6
%=
%=
=114 м3/ч.
=114 м3/ч.
1,2 х 1 х (25 -17)
IIojiy4eHiioc значение больше санитарной нормы наружного приточного воздуха в следующее количество раз：
Ln114
"—==1,9. ДьнСмин)6()
Переменные по времени суток теплопритоки составляют не менее половины постоянных тепловыделений и для их отведения потребуется увеличение производительности приточного агрегата в традиционной центральной системе еще в два раза. Общее увеличение производительности приточного и вытяяшого агрегатов в традиционный центральной системе будет нс менее, чем в четыре раза по сравнению с местно-центральной системой, одинаковой способности по поглощению тепло- и влаговыделений.
Полученные данные позволяют сделать вывод о значительных энергетических и экономических преимуществах местно-центральных систем с подачей охлажденного воздуха в рабочую зону. Центральные приточные и вытяжные агрегаты рационально создавать на базе технологических блоков, разработанных по современной технологии приготовления требуемых параметров воздуха.
Особенности выбора оборудования и режимов работыприточно-вытяжных агрегатов в холодный период года
В холодшяй период года на преобладающей части территории России имеют место низкие отрицательные расчетные температуры наружного воздуха [18]. В традиционных центральных системах производительность по воздуху определяется для расчетных условий теплого периода гола по выражению (1.1) и полученное £п значительное превышает минимально требуемый расход Ai.h(mhh) п° сатюрмам 卩 8]. Для сокращения расхода тепла на нагрев приточного нару/кного воздуха в холодный период года в традиционных центральных системах прибегают к центральной рециркулнции. На рис. 1.4 показано построение расчетного ре- ?кима работы традиционный центральной приточно-вытя?киой си
Москвы при £н = —26 ℃Москвы при £н = —26 ℃и du = “6 г/и du = “6 г/стемы в холодный период года в климате
Москвы при £н = —26 ℃
Москвы при £н = —26 ℃
и du = “6 г/
и du = “6 г/
кг. На J d диаграмме заштрихованным сектором вы-
де лены возмол?ные параметры воздуха в рабочей зоне помещения в холодной период года [8, 18].
Точкой В обозначены средние комфортные условия для холодного периода:九=20 ℃, % = 35%,厶=5 г/кг. При 厶=20℃
Особенности выбора оборудования if режимов работы 17 влаговыделения ог одного человека при работе средней тяжести 140 г/(ч-чел) [8]. Восприятие влаговыделений саннормой приточного наружного воздуха составят
140/
△"раб.тн = 60 X 1,23 = 1,9 г/кг'
Для поддер?кания в рабочей зоне помещения комфортной влажности влаго содер?кание приточного нару?кного воздуха должно быть
Рис. 1.4. Построение на I-d диаграмме режимов работы в холодный период года центральной приточно-вытяжной системы с рециркуляцией. Условные обозначения режимов обработки воздуха: Н-ПН1 — нагрев саннормы наружного воздуха в воздухонагревателе; ПН1-ПН2 — адиабатное увлажнение наружного воздуха; UH2-CM-B — смешение в приточном агрегате приготовленного наружного и рециркуляционного внутреннего воздуха: СМ П ——возмолчный регулирусмый нагрев приточного воздуха в зональном подогревателе каждого помещения; Н В — штриховая линия смеси, при которой будет конденсация водяных паров
увеличено до значения
&].н2 =虑—△"раб. п.н = 5 — 1,9 = 3,1 Г/КГ.
Е —力п.н1 -'力н.н2 ^п.н! — ^п.н.м!Е —力п.н1 -'力н.н2 ^п.н! — ^п.н.м!(1-15)(1-15)Энергетически целесообразно не допускать выпадения конденсата при смешении в приточном агрегате холодного наружного и рециркуляционного воздуха. На рис.1.4 проведено построение штриховой линии и показано прохождение части штриховой линии В-Н правей кривой у = 100%, что свидетельствуст о возможности конденсации водяных паров из рециркуляционного воздуха при смешении с холодным воздухом и замерзании конденсата на конструктивных элементах камеры смешения. Для избежания этого проводится предподогрев саннормы приточного наружного воздуха до in.ni = 15℃ при 力 п.н.м1 = 5 °C. Требуемое влаго с одержание приточного нару?кного воздуха 九口 = 3,1 г/кг (точка ПН?) достигается в функциональном блоке орошаемого гигроскопичного материала, где обеспечивается протекание режима адиабатного увлажнения саннормы приточного наружного воздуха. Требуемая эффективность режима адиабатного увла?кнсния вычисляется по выра- 抵 ению
Е —力п.н1 -'力н.н2 ^п.н! — ^п.н.м!
Е —力п.н1 -'力н.н2 ^п.н! — ^п.н.м!
(1-15)
(1-15)
Для рс^ссматриваемого реншма по построению на рис. 1.4 по выражению (1.15) получим:
%= 0,6.
15 — 5
Такое значения показателя Еа достижимо в современных конструкциях блоков адиабатного увлая:нсния с орошаемой насадкой [25]. Наружный подогретый и увла?кнеиный приточный воздух с параметрами точки ПН2 смешивается в приточном агрегате с рециркуляционным внутренним воздухом с параметрами точки В.
£ц.н X %.н2 + Lr X 力в о©£ц.н X %.н2 + Lr X 力в о©力Cм力CмLnLn(1.16)(1.16)Температура смеси зависит от количества и параметров наружного и рециркуляционного воздуха в смеси и вычисляется по формуле:
£ц.н X %.н2 + Lr X 力в о©
£ц.н X %.н2 + Lr X 力в о©
力Cм
力Cм
Ln
Ln
(1.16)
(1.16)
Примем, что Ьп.н = 60м3/ч и LB = 60 х 3 = 180 м3/ч. По (1.16) вычислим температуру смеси:
(1.17)(1.17)60 x 9 + 180 x 20 г
(1.17)
(1.17)
мм60 + 180- 17j2° °*
м
м
Особенности выбора обору^ованмл и режимов работы 19
Точка смеси СМ находится в месте пересечения изотермы iCM = 二 17,25 ℃ с прямой ПН2-В. Приточный воздух с параметрами тонки СМ подводится к каждому обслуживаемому помещению. На отводе к каждому помещению устанавливается зональный воздухонагреватель, через трубки которого проходит горячая вода от центрального источника. Расход горячей воды через зональный воздухонагреватель регулируется по датчику, настроенному на поддержание в рабочей зоне помещения iB = 20 — 1 ℃. По результатом анализа режимов приготовления приточного воздуха в теплый и холодный периоды года выбирается следующее оборудование в составе приточного и вытяжного агрегатов центральной традиционной системы (см. рис. 1.5):丿一воздушный клапан в камере
Рис. 1.5. Характерный состав оборудования приточно-вытяжных центральных систем с рециркуляцией при традиционной схеме организации воздухообмена сверху-вверх и с периметральной системой отопления здания
забора наружного воздуха с переменным количеством от Ln.H = Ln летом, до Еп.н(ммн) зимой; 2——воздушный фильтр; 3——воздухона-
20 Di. L AifeTogbi обосисненин воздушно龙 cpc/№r s гю^ещсн^ш греватель для приторного нарулшого воздуха; / ——секция адиабат- ног。увлажнения： 5 — смесительная камера; 6 ——воздухоохлади- тепь； 7——приточный вентилятор; 8——приточный воздуховод для траиспортироваиин Ln; 9 — отвод приточного воздуха в ка?кдое обслуживаемое помещение; 10 -— зональный подогреватель приточного воздуха в каждое обслу/киваемос помещение; 11 ——датчик контроля температуры воздуха tB в рабочей зоне каждого обслуживаемого помещения, управляющий нагревом приточного воздуха в зональном подогревателе; 12 — вытяжка из каждого обслуживаемого помещения; 23 — вытя?кной вентилятор; 〃 一 выброс удаляеь/юго воздуха в атмосферу; 15——воздуховод рециркуляции; 76 • — обслуяшвасмос помещение: 17 ——нагревательный прибор центральной системы отопления по периметру здания.
Создание приточного и вытяжного агрегатов по требуемой технологии 1фуглогодового пригоговления приточного воздуха рекомендуется осуществлять с использованием современных технологических блоков, которые но принципу работы практически одинаковы у всех фирм. Можно отметить оборудование фирмы «York Россия» [25], которое мол?ет поставляегся с наиболее я^еласмыми рациональными размерами поперечного сечения. В суровом климате России обеспечение комфортных условий в помещениях требует установки по периметру здания, как правило, под окнами нагревательных приборов 17. Наибольшее распространение получили системы отопления с подачей горячей воды в нагревательные приборы от центральных источников теплоснабжения. По рекомендациям СНиП [18] у нагревательных приборов на трубопроводах подачи горячей воды устанавливаются терморегуляторы. Нали- чие у нагрева гсльных приборов 77 термо!)егуляторов позволяет находящимся в помещениях людям настраивать желаемою температуру нагрева внутреннего воздуха.
Зональный подогреватель 10 на отводе поступающего в помещение приточного воздуха мо?кет настраиваться на поддержание в рабочей зоне помещение минимального комфортного уровня температуры внутреннего воздуха. Дальнейшее желаемое uobli- шение темпер ату pi»i воздуха в помещении будет об е спечива ть ся индивидуальной настройкой терморегулятора у нагревательного прибора. В ночные часы, когда в помещениях нет людей, приточно- вытяжные агрегаты могут останавливаться и нагревательные приборы системы отопления обеспечивают режимы дежурного отопление прп более низких 土口. В теплый период года воздухоохладитель 6 в приточном агрегате регулируется на поддержании постоянной
L4. Особенности з&бора о6ор.у/<ова〃юг 玄 режршплз работн 21 температуры охлажденного воздуха tox. При выбранной температуре охлаждения в каждом помещении от работы центральной системы поддерживается постоянный расчетный рабочий перепад температур (tB — tn). обеспечивающий отведения расчетных тепл。- избытков в каждом помещении.
Расчеты и наблюдения за работой центральных систем в теплый период года показывают, что даже в расчетный период работы приточно-вы гял?ных систем тсплопритони в помещении значительно изменяются по времени суток. Наиболее значительны изменения расчетных теплоизбытиов наблюдаются в помещениях, окна которых имеют южную и восточную ориентацию. Воздействие солнечной радиации на остекленные ограждающие конструкции здания оказывает решающее влияние на формирование теплового режима в помещении. Для центральных приточио-вытгпкных систем характерна полача приточным вентилятором 7 по приточному воздуховоцу 8 iijнеточного воздуха с одинаковой температурой охлаждения, например tu 二 17℃, как это принято выше. В помещениях со значительными поступлениями солнечной радиации доля этих тсплопритоков в расчетных теплоизбыгках достигает 60%. Как известно, интенсивность воздействия солнечной радиации на окна южной и западной ориентации в течение рабочего дня изменяется от 0 до 100%. Наибольшая интенсивность солнечной радиации в климате Москвы летом на окна южной ориентации имеет место с 11 до 14 часов дня. на окна юго- восточной ориентации наибольшая интенсивность солнечной радиации имеет место утром в 10 -11 часов и после полудня в 14-15 часов [19]. В помещениях на этих фасадах здания для подцер?ка- ния температуры воздуха на уровне теплого комфорта необходимо в часы отсутствия солнечной радиации на окна сократить охладительную способность приточного воздуха более чем в два раза. В рассмотренном выше примере рабочий перепад температур в теплый период года в градиционный центральной системе принят △力раб. = 25 — 17 = 8℃. При сни/Кении расчетных QT-m6 на 60% (нет солнечной радиации) при постоянном расходе приточного воздуха с температурой притока in = 17℃ в помещениях в рабочей зоне температура воздуха понизится до 办—21 ℃, что недопустимо по условиям теплого комфорта в теплый период года [18].
Для сохранения температуры воздуха в помещениях, обслужи- ваемих от центральных приточно-вытяжных систем, на требуемом уровне теплого комфорта применяются два метода регулирования:
Качественное регулирование путем изменения темпера- турм приточного воздуха от его нагрева в зональном подогрева- теле 10 по команде датчика 11 контроля температуры воздуха tB в рабочей зоне помещения. Такой метод регулирования показан на схеме рис. 1.5 и нашел широкое применение в отечественной практике проектирования центральных систем [1]. Серьезным недостатком метода использования зональных подогревателей в теплый период года является то, что первоначально в воздухоохладителе 6 центрального приточного агрегата затрачиваются холод для снижения температуры приточного воздуха Zox. Затем в помещениях, где понизились расчетные теплоизбытки, в зональных подогревателях 10 затрачивается тепло на повышение температуры приточного воздуха до уровня, отвечающего режиму поглощения сниженных тепловыделений для поддержания заданной температуры воздуха в помещении & на комфортном уровне.
Количественное регулирование путем сокращения расхода охлажденного приточного воздуха, поступающего в помещение со сниженными по времени суток теплоизбытками при постоянной температуре /п. В центральных системах с количественным регулированием расхода приточного воздуха вместо зональных подогревателей на отводных воздуховодах 9 к каждому помещению устанавливаются регуляторы расхода приточного воздуха, управляемые от датчика 11 контроля температуры iB. Регуляторы расхода снабжаются специальными устройствами, обеспечивающими примерно одинаковое возду хор аспредсление в помещении, независимо от сокращения расхода приточного воздуха. Такие регуляторы дороги и требуют хорошей наладки и постоянного обслуживания.
Для сокращения расхода электроэнергии на привод приточного и вытяжного вентилятора при изменяющихся их производительностях при количественном регулировании применяются дополнительные устройства для контроля создаваемого вентиляторами давления. При повышении давления в сети, обусловленного снижением производительности вентилятора, датчик контроля давления в сети воздействует на автоматический регулятор изменения числа оборотов приводного электродвигателя вентилятора. Такие автоматические устройства значительно удорожают и усложняют эксплуатационное обслу?кивание систем.
Глава 2
СОВРЕМЕННЫЕ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯВОЗДУХА ДЛЯ АДМИНИСТРАТИВНЫХ ЗДАНИЙ
Центральные СКВ для административных зданий
Для административных зданий характерно многокомнатное расположение служебных помещений. Поэтому прежним традиционным решением систем кондиционирования воздуха явилось сооружение периметральной системы отопления с расположением под окнами радиаторов или конвекторов. Центральной приточный агрегат обеспечивает подачу по помещениям смеси приточного наружного и рециркуляционного воздуха с устройством зональных воздухонагревателей для регулирования общей группы помещений температуры приточного воздуха.
За последние годы наметилась тенденция строительства ад- министративных зданий для сдачи их помещений в аренду отдельным фирмам. Арендующая фирма занимает целый или часть этажа. Ре?кимы по времени работы и насыщенности электронным об орудованием различных фирм не совпадают, что невозможно учесть при разработке проекта. Автор знакомился с ре?кимами работы центральной СКВ в новом многоэтажном административном здании, построенном фирмой «Макдональдс» на ул. Тверской напротив здания Центрального телеграфа в Москве. В здании применена центральная система с рециркуляцией и подачей приточного воздуха через щелевые воздухораспределители на потолке и вытяжка через плафоны, расположенные, на потолке на расстоянии 1,5 м от приточных устройств. По периметру здания установлены стальные радиаторы, имеющие на подводящем трубопроводе терморегулирующие вентили, которые обеспечивают изменение расхода горячей воды по уровню настройки желаемой температуры воздуха в зоне около нагревательного прибора. На этажах нет постоянных строительных перегородок для образования служебных помещений.
При обслуживании здания было отмечено перетекание части охлажденного приточного воздуха в вытя?киыс устройства, что определяет получение показателя эффективности воздухораспределителя К厶 < 1. В некоторых этажах отмечено размещение внутренних алюминиевых перегородок так. что в выделенное помещение попали только приточные воздухораспределители, а в соседнем служебном помещении располагается только вытя?кные устройства. Это нарушает воздушный редким и создаст неблагоприятные параметры воздуха в тех помепюниях, где функционируют только вытяжные устройства.
Отмечено наличие двух свободных этажей, которые еще нс сда- нн в аренду, но они обслуживаются от единой на здание центральной СКВ. что приводит к переходу электроэнергии. Из-за наличия центральной рециркуляции в СКВ ие применена установка утилизации, что приводит к повышенным расходам тепла. Наличие общих на этагке зональных воздухонагревателей нс позволяет осуществлять регулирование температуры воздуха в каждом помещении.
Местно-центральные системы в административныхзданиях с расположением в помещениях
вентиляторных доводчиков и нагревательныхприборов периметр альных систем отопления
Под активным влиянием зарубежных производящих и строящих фирм за последние годы получали широкое применение в России мест1 ю-центральныс системы с установкой в помещениях вентиляторных доводчиков (часто называемых феп-койл). Зарубежным производитслсм венгиляторных доводчиков весьма выгодна их поставка, так как через 8-10 лет электровентиляторная группа вырабатывает свой ресурс качественной малошумной работы и необходима их замена. Стоимость замены составит не менее 70% первоначальной стоимости, которая составляет порядка 360$.
В условиях мягких зим. которые характерны для стран Европы, вентиляторные агрегаты успешно выполняют роль нагревательных приборов, когда в их теплообменники от работы насоса подается горячая вода. Расчетные теплопотсри в зданиях на 80% меньше расчетных геплопотерь для помещений в климате России. Поэтому поломка вентиляторов или неисправность их при-
водного элекц)одвигателя приводят к снижению теплопроизводи- телыюсти агрегатов, но сс хватает длн стран с мягкими зимами. В отечественной практике из-за суровых зим на вентиляторные агрегаты возлагаются только функции охлаждения внутреннего воздуха, а для целей отопления помещений здания применяются местные нагревательные приборы периметральной системы отопления, с установкой отопительных приборов под окнами. Для подачи в помещения минимально-требуемого расхода наружного воздуха 力u.h(muh) используется отдельная приточная система. В работе [16] приводятся данные об опыте последних лет по проектированию в России систем кондиционирования офисных зданий. В работе отдается предпочтение местно-центральным системам с вентиляторными агрегатами (фен-койлами или сплиг системами). При этом отмечается, что применение вентиляторных агрегатов связано с существенным недостатком: высокая скорость движения воздуха и недопустимо низкая (при охлаждении) температура в воздушной струс на входе в обслуживаемую зону. Поэтому при проектировании вентиляторные агрегаты следует размещать в помещении таким образом, чтобы в зоне их непосредственного воздействия не находились постоянные рабочие места. Приведенная из работы [16] выдержка объясняет то, что основным местом размещения в отечественной практике вентиляторных доводчиков является подвесное положение под потолком помещения. На охлаждение в тепло обменнике вентиляторного агрегата засасывается воздух из верхней зоны помещения. Это делает энергетически неэффективной применение схемы подачи саннормы наружного воздуха в рабочую зону, так как под потолком помещения будет собираться воздух более высокой температуры по сравнению с температурой воздуха в рабочей зоне. Па рис. 2.1а показана конструктивная схема вентиляторного доводчика, включающего: / ——декоративный кожух; 2— диаметральный или радиальный вентилятор с непосрсдствснным приводом от электродвигателя, число оборотов которого может вручную устанавливаться в три положения, что обеспечивает максимальную, среднюю или низкую производительность по воздуху; 3 ——тепло обменник. соединяемый подающими и обратными трубопроводами с центральным источником приготовления холодной воды. На рис. 2.16, 6 показаны возможные схема забора на охлаждение внутреннего воздуха в верхней зоне и выпуск в помещение охлажденного воздуха. Внутренний воздух на охлаждение поступает из верхней зоны помещения, куда естественные конвективные потоки поднимают испаряющуюся от
людей влагу, запахи, табачный дым и др. вредности, которые должны удалятся вытяжной вентиляцией.
Работа вентилятора 2 доводчика возвращает часть этих вредностей с охлажденным воздухом в рабочую зону помещения, что
223366Рис. 2.1. Вентиляторные доводчики (фан-койл) и их монталчнос расположение при применении для охлаждения внутреннего воздуха в климате России: а) конструктивная схема: I ——декоративный кожух с заборными и приточными решетками; 2—центробежный вентилятор; 3—теплообменник, присоединяемый подающим и обратным трубопроводами к центральному источнику снабжения холодной водой; б) подвесное монтажное положение с забором внутреннего воздуха на охлалчденис через нижнее заборное отверстие в кожухе; б) подвесное монтажное положение при заборе внутреннего воздуха с торцевой части кожуха; г) внешний вид подвесных вентиляторных доводчиковРис. 2.1. Вентиляторные доводчики (фан-койл) и их монталчнос расположение при применении для охлаждения внутреннего воздуха в климате России: а) конструктивная схема: I ——декоративный кожух с заборными и приточными решетками; 2—центробежный вентилятор; 3—теплообменник, присоединяемый подающим и обратным трубопроводами к центральному источнику снабжения холодной водой; б) подвесное монтажное положение с забором внутреннего воздуха на охлалчденис через нижнее заборное отверстие в кожухе; б) подвесное монтажное положение при заборе внутреннего воздуха с торцевой части кожуха; г) внешний вид подвесных вентиляторных доводчиков
2
2
3
3
6
6
Рис. 2.1. Вентиляторные доводчики (фан-койл) и их монталчнос расположение при применении для охлаждения внутреннего воздуха в климате России: а) конструктивная схема: I ——декоративный кожух с заборными и приточными решетками; 2—центробежный вентилятор; 3—теплообменник, присоединяемый подающим и обратным трубопроводами к центральному источнику снабжения холодной водой; б) подвесное монтажное положение с забором внутреннего воздуха на охлалчденис через нижнее заборное отверстие в кожухе; б) подвесное монтажное положение при заборе внутреннего воздуха с торцевой части кожуха; г) внешний вид подвесных вентиляторных доводчиков
Рис. 2.1. Вентиляторные доводчики (фан-койл) и их монталчнос расположение при применении для охлаждения внутреннего воздуха в климате России: а) конструктивная схема: I ——декоративный кожух с заборными и приточными решетками; 2—центробежный вентилятор; 3—теплообменник, присоединяемый подающим и обратным трубопроводами к центральному источнику снабжения холодной водой; б) подвесное монтажное положение с забором внутреннего воздуха на охлалчденис через нижнее заборное отверстие в кожухе; б) подвесное монтажное положение при заборе внутреннего воздуха с торцевой части кожуха; г) внешний вид подвесных вентиляторных доводчиков
значительно ухудшает санитарно-гигиенические качества работы системы.
На рис. 2.2 представлено построение на I—d диаграмме режимов работы местно-центральной пригочно-вытяжной системы с вентиляторными доводчиками в расчетных условиях теплого периода года. В центральном приточном агрегате круглый год приготовляется минимально-необходимое по санитарным нормам количество приточного нару，кного воздуха £“ н(мин)для всех об с л у-
укивасмых помеп!ений. В теплый период года в рабочей зоне помещения по условиям теплового комфорта для людей могут поддерживаться 土в = 25 ℃ и максимальная относительная влажность 屮 二 60% при 厶 =11,8 г/кг (точка В). При параметрах Б в климаге
Рис. 2.2. Построение ud I—d диаграмме расчетного режима работы в теплый период года местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками в обслуживаемых помещениях: Н-ОХ — охлаждение и осушение саннормы приточного нарукного воздуха в воздухоохладителе центрального приточного агрегата; ОХ-ПН — нагрев в вентиляторе и приточных воздуховодах; ПН-В — поглощение тепло- и влаговыделений приготовленным приточным пару?кпым воздухом; В-ОХм — охлаждение внутреннего воздуха в теплообменнике местного вентиляторного доводчика; ОХм -В — поглощение тепловыделений, охлажденным в вентиляторном доводчике внутренним воздухом
Москвы в теплый период года расчетное влагосодсржание наружного воздуха составляет dn = 10г/кг. Как было отмечено выше, энергетически наиболее целесообразно охлаждать приточный на- pj-жный воздух при постоянном влагосодержании d^. В таком режиме охла/кдеиия поглотительная способность приточного наружного воздуха по восприятию влаговыделений в рассматриваемой системе составит:
△dpa6 =厶一с^п.и = — Ю =1,8 г/кг.
На одного работающего в офисном помещении подастся 60м3/ч приготовленного наружного воздуха. При рабоге средней гял?ести при 土в = 25 ℃ один человек выделяет 185 г/(чел-ч) влаги. Для поддержания комфортных условий по влажности воздуха в рабочей зоне приточный наружный воздух должен обладать следующей способностью по влагопоглощению:
△〃△〃раб.тр =раб.тр =【Ки-нзб£гш Рпн【Ки-нзб£гш Рпн185—60 х 1,2185—60 х 1,2二 2,6 г/кг.二 2,6 г/кг.
△〃
△〃
раб.тр =
раб.тр =
【Ки-нзб£гш Рпн
【Ки-нзб£гш Рпн
185
—60 х 1,2
185
—60 х 1,2
二 2,6 г/кг.
二 2,6 г/кг.
Этот расчет показывает, что необходимо в центральном приточном агрегате реализовыве^ть режим охла?кдепия и осушения приточного наружного воздуха до впа го содержание:
"раб.итр =國一△dpa6.гр = 11,8 — 2,6 — 9,2 Г/кг.
Принципиально возможно осушение воздуха осущсств^шть в теплообменнике вентиляторного доводчика. Это потребует подачи в тепло обменнике холодной воды с температурой ^wi па 6 -8 градусов ниже температуры точки росы внутреннего воздуха ^в р = =16,5 ℃. Технически это легко реализуется, но в конструкции вентиляторного доводчика должен быть добавлен поддон, который необходимо соединить трубопроводом с канализацией для отвода выпадающего при осушке воздуха конденсата. Эти дополнительные устройства для возможности осущсствлепия ре?кимов осушки внугрепнего воздуха в вентиляторном доводчике трудно выполнимы и предпочтение отдается реализации режима охла?кдения и осушения (процесс Н-ОХ на рис. 2.2) в воздухе охладителе центрального приточного агрегата.
В вентиляторе и приточных воздуховодах приточный иару?к- ной воздух нагревается на 1 градус и с /пн = 15℃ и с/пн = =9,2г/кг посгупаег в помещение. Луч процесса поглощения тепло- и влаговыделепий приточным нарулшым воздухом отвечает режиму ПН-В.
Охладительная способность по явному теплу приточного наружного воздуха, подаваемого по сашюрме на одного человека, согласно построению на рис. 2.2 составляет:
Qt-”36.uh =Qt-”36.uh =60 х 1,2 х 1(25 - 15)60 х 1,2 х 1(25 - 15)=200 Вт.=200 Вт.
Qt-”36.uh =
Qt-”36.uh =
60 х 1,2 х 1(25 - 15)
60 х 1,2 х 1(25 - 15)
=200 Вт.
=200 Вт.
В теплообменнике вентиляторного доводчика охлаждение при достоянном влагосодержании может осуществляться до температуры
力ох м = 18 ℃ (см. рис. 2.2). На 1 м3/ч производительности вентиляторного агрегата возможно достижение следующей охладитель- н(зй способности:
1 х 1,2 х 1(25-18)“ 3 / \
9т-изб.м ="77= 2；3 Вн/(м‘ /ч).
(2-1)(2-1)Требуемая охладительная способность местного вентиляторного доводчика вычисляется по формуле
(2-1)
(2-1)
Qt-m36.m.bh = Qr-изб — ^т-изб.пн? Вт。
Требуемая производительность по воздуху местного вентиляторного доводчика вычисляется по формуле
гQt-M36.m.bh 3 /
Евн.м =, М /ч.(2.2)
"т-пзб.м
Поддсря?ание комфортной температуры воздуха в рабочей зоне помещения 力в достигается автоматическим регулированием работы местного вентиляторного доводчика.
В холодный период года поддержание 力в = 20 ℃ в помещении осуществляется от работы отопительных приборов центральной периметр альной системы отопления. Вентиля горные доводчики зимой в климате России, как правило, нс работают.
Поддер?канис комфортного значения относительной влажности внутреннего воздуха на минимальном допустимом уровне ^в(МИп)= =30% достигается соответствующим приготовлением санитарной нормы приточного наружного воздуха в приточном агрегате.
Meсто-центральные системыдля административных зданий с размещениемв помещениях доводчиков эжекционного типа
Me стно- центр ci льные системы с размещением в помещениях доводчиков эжекционного типа начали прргменяться в нашей стране с 1964 г. Одна из наиболее совершенных таких систем осуществлена в административном здании в Москве, ул. Б. Дмитровка. 26 (здание ныне занимает Совет Федерации) и успешно работает с 1983 г.
Конструкция современного отечественного доводчика типа ДЭ.2.6. 140/180 показана на рис. 2.3. Доводчики эженционные разработаны и производятся отечественной фирмой «Обитель»
(тел. (095) 775-55-27). Цифра 2 в названии типа ——размера доводчика эжекторного (ДЭ)——указывает на наличие двух теплообменников, что позволяет их применять в четырехтрубных схемах снабжения горячей и холодной водой: присоединяются подающий
Рис. 2.3. Конструкция доводчика эжекционного ДЭ.2.6.140/180: 1 — камера первичного воздуха; 2— сопловой элемент: 5— камера смешения;《一теплообменник: 5 — патрубок, 6 — задняя стенка; 7— боковые стенки; 8 — заглушка; 9 — хомут: 10 — транспортная пробка; И — выходное сечениеРис. 2.3. Конструкция доводчика эжекционного ДЭ.2.6.140/180: 1 — камера первичного воздуха; 2— сопловой элемент: 5— камера смешения;《一теплообменник: 5 — патрубок, 6 — задняя стенка; 7— боковые стенки; 8 — заглушка; 9 — хомут: 10 — транспортная пробка; И — выходное сечение=Z/I MdIGC£=Z/I MdIGC£
Рис. 2.3. Конструкция доводчика эжекционного ДЭ.2.6.140/180: 1 — камера первичного воздуха; 2— сопловой элемент: 5— камера смешения;《一теплообменник: 5 — патрубок, 6 — задняя стенка; 7— боковые стенки; 8 — заглушка; 9 — хомут: 10 — транспортная пробка; И — выходное сечение
Рис. 2.3. Конструкция доводчика эжекционного ДЭ.2.6.140/180: 1 — камера первичного воздуха; 2— сопловой элемент: 5— камера смешения;《一теплообменник: 5 — патрубок, 6 — задняя стенка; 7— боковые стенки; 8 — заглушка; 9 — хомут: 10 — транспортная пробка; И — выходное сечение
=Z/I MdIGC£
=Z/I MdIGC£
и обратный трубопроводы к переднему теплообменнику, что создает двухтрубный независимый контур циркуляции горячей воды системы отопления здания; подающий и обратный трубопроводы холодной воды присоединяются ко второму теплообменнику. Наличие двух независимых двухтрубных контуров циркуляции горячей и холодной воды позволяет одновременно подавать холод в помещения с наличием солнечной радиации на окна фасада здания, где создаются значительные теплоизбытки, а в помещения на теневых фасадах, где имеются теплопогери, подавать горячую воду па цели отопления. Особенно необходимы такие режимы работы системы кондиционирования воздуха в переходный период года при температурах наружного воздуха от 0 до 12 ℃. Цифра 6 в названии отвечает диаметру сопла в 6 мм в сопловом элементе. При паспортной производительности по первичному (наруякнему) воздуху от 140 до 18() м3/ч, о чем указывают конечные цифры в названии ДЭ, скорость выхода первичного воздуха из сопел обеспечивает малошумность ниже 30 дБ.что отвечает нормам спальных комнат.
Для обеспечения работы ДЭ к его патрубку 5 подводится гибкий отвод диаметром 100 мм о г приточного воздуховода центр аль- нОГо приточного агрегата, в котором круглый год приготовляется суммарное количество саннормы наружного воздуха для всех обслуживаемых от этого агрегата помещений. Тепло обменники ДЭ трубопроводами соединяются с центральными источниками выработки холода и тепла. Для удешевления системы применяются ДЭ с одним теплообменником, соединенным по двухтрубной схеме с водонагревателем и водоохлодителем. В холодный и переходный периоды года в теплообменники ДЭ подается горячая вода. Подача к помещениям холода обеспечивается подведением к камере первичного воздуха 1 от центрального агрегата приточного наружного воздуха с низкой температурой до ^пи(мин)= 8,6 ℃.
Первичный воздух выходит из сопел элементов 2 и Э/кекти- рует через оребренные трубки теплообменника 4 внутренний воздух. Для конструкции ДЭ.2.6.140/180 в испытаниях получен Кэ = =2,8 [8]. Поэтому температура смеси приточного воздуха на выходе из сечения 11 вычисляется по формуле (1.9). Для условий отсутствия подачи горячей воды в теплообменник / при наличии тсплопритонов в помещении от людей, оборудования и солнечной радиации в помещениях в холодный период года поддерживается комфортная температура ±н = 21 ℃, что свидетельствует об отсутствии тсплопотерь и наличии тепловыделений. В этом режиме в помещение необходимо подводить холод, что достигается выходом через сопла первичного воздуха ^ин = 8.6℃. Температура притока в этом режиме в помещении по формуле (1.9) составит
力п力п8,6+ 2,8 х 211 + 2,88,6+ 2,8 х 211 + 2,8=17,7℃.=17,7℃.
力п
力п
8,6+ 2,8 х 21
1 + 2,8
8,6+ 2,8 х 21
1 + 2,8
=17,7℃.
=17,7℃.
Градиент температур между приточным воздухом и воздухом помещения составляет △力pas = 21 — 17,7 = 3,3 градуса, что отвечает комфортным условиям воздухораспределения в холодный период года. Подача к ДЭ приточного наруяшого воздуха с температурой £"н = 8,6 ℃ позволяет в холодный период года экономить тепло на нагрев приточного воздуха в центральном приточном агрегате и одновременно располагать источником холода в каждом помещении для отведения внутренних теплоизбытков. На входе горячей воды в теплообменники устанавливается терморегулирующий клапан, обеспечивающий изменение расхода горячей воды в теплообменнике ДЭ в зависимости об на стр о енпого' ур овня
внутренней температуры /в. При необходимости увеличения охладительной способности ДЭ в его теплообменник подается холодильная вода, что достигается соответствующим переключением вентилей на трубопроводах у центральных водонагревательных и водоохладительных теплообменников.
Отсутствие в ДЭ движущихся частей (вентилятора и электродвигателя) делает этот аппарат самым надежным в эксплуатации и простым в обслуживании. В отечественной практике имеется опыт 30-летней надежной работы отечественных ДЭ в системах кондиционирования административных зданий [8].
Современные административныс здания строятся со свободной планировкой внутренних помещений. Поэтому системы приточно- вытяичной вентиляции должны сохранять эффективную работу и обслуживать все помещение на этаи;е, независимо от изменения мест установки внутренних перегородок. В качестве постоянного строительного модуля можно рассматривать нарулшые окна, которые нс перекрываются меняющимися внутренними перегородками.
Для создания модульного принципа работы в здании приточновытяжных систем наиболее подходят ме стно-центр альные системы с ДЭ. На рис. 2.4 показан пример веграивания ДЭ в подоконную
ПланПланРис. 2.4. Встраивание ДЭ.1.6.140/180 в нишу с рабочую зону помещенияРис. 2.4. Встраивание ДЭ.1.6.140/180 в нишу с рабочую зону помещенияподачей приточного воздуха вподачей приточного воздуха в
План
План
Рис. 2.4. Встраивание ДЭ.1.6.140/180 в нишу с рабочую зону помещения
Рис. 2.4. Встраивание ДЭ.1.6.140/180 в нишу с рабочую зону помещения
подачей приточного воздуха в
подачей приточного воздуха в
нишу, где местный аппарат одновременно выполняет следующие функции: смеситель охлажденного наружного 上口口 и внутреннего
Zb воздуха; высокоэффсктивный отопительный агрегат, обеспечивающий нагрев внутреннего воздуха при подаче к теплообменнику горячей воды с температурой нс выше 40 ℃; де?курное отопление в ночные часы при остановленных приточных и вытяжных агрегатах, когда в помещениях нет людей; высокоэффективное охлаждение внутреннего воздуха при подаче к тепло обменнику холодной воды： воздухораспределитель с подачей приточного воздуха в рабочую зону помещения при комфортном перепаде температур и скоростей движения в рабочей зоне.
Перечисленные функции не могут выполняться другими известными конструкциями местных доводчиков. На рис. 2.4 показаны следующие конструктивные элементы:
— короткая подоконная плита, соединенная с торна с щелью 7 шириной до 60 мм по всей длине остекления, что обеспечивает засасывание в ДЭ ниспадающих холодных потоков /в от остекления окна и устраняет холодное дутье от окна;
——доводчик эжекционпый ДЭ с одним теплообменником, соединенным подающим и обратным трубопроводами с центральным источником приготовления горячей и холодной воды в зданий:
——переходной патрубок, устанавливаемый по выходному сечению ДЭ и соединенный с выходным отверстием《в декоративной панели 5;
— боковые декоративные стенки ограя;дсния.
К камере первичного воздуха ДЭ через гибкий возд)гховод диа- мегром 100 мм подводится санитарная норма наружного воздуха.
Обычно на площади строительного модуля шириной 3,4 м и глубиной бм(\окпом шириной 1800мм размещается три рабочих места с наличием у каждого работающего персонального компьютера и другого служебного оборудования, потребляющего электроэнергию, переходящую в тепло. Постоянные тепловыделения от трех работающих и их служебного оборудования составляют порядка 800 Вт. Рационально постоянные тепловыделения воспринимать охлал^депным приточным наружным воздухом, который в рассматриваемый строительный модуль подастся в количестве
^пн(мин) = 3 х 60 = 180 м3/ч.
Влаговыделения от трех человек рационально воспринимать приточным наружным воздухом. При iB = 25 ℃ и работе средней тяжести один человек выделяет влаги 185 г/ч. Для отведения
влаговыделений от трех человек удаляемый воздух должен иметь следующие влагосодержание:
,, П'вл.изб —185 х 3 —/
dy = &зн + ~:= 10 +- _ = 12,6 г/кг.
У/пн 0nH180x1,2
Для поглощения постоянных теплоизбытков в 800 Вт в строительном модуле только охлажденным наружным воздухом требуется обеспечить в помещении следующее увеличение его температуры:
△力口h△力口h800 x 3,6℃
△力口h
△力口h
180 х 1,2 х 1 -''
Как было показано выше, в климате Москвы при постоянном влагосодержании в расчетных условиях теплого периода года можно достигнуть охлаждением температуры йПн = 15,5 °C (см. построение на рис. 1.3). В теплообменнике ДЭ примем температуру охлажденного воздуха ^ВДЭ — 21 ℃. При подаче в рабочую зону от ДЭ (см. рис. 2.4) температура приточного воздуха по формуле (1.9) должна определяться с учетом охлаждения внутреннего воздуха:
二 15,5 + 2：х 21 = 19 6оСп 1 + 2,8'
Для современного административного помещения можно принять показатель Kl = 2,2. Тогда температура удаляемого из верхней зоны помещения отепленного воздуха по формуле (1.3) составит
%у = 2,2(25 - 19,6) + 19,6 = 31,5℃.
Поглотительная способность по восприятию явных тепловыделений охлажденным приточным наружным воздухом составит
^т-изб.пн ^^т-изб.пн ^180 х 1.2 х 1(31,5-1M=96QBt,
^т-изб.пн ^
^т-изб.пн ^
3,6
Полученное значение больше величины постоянных тепловыделений 800 Вт, и энергетически рационально повысить температуру охлажденного приточного наруяшого воздуха.
Примем 力п = 18℃ и по формуле (1.9) получим:
IIII18 + 2,当х 2! = 20,2。C,1 + 2,8'
II
II
%У = 2.2(25 - 20,2) + 20.2 = 30,8 ℃.
Воспринимаемые тепловыделения составят
_ 180 x 1,2 x 1(30,8 - 18)
Qt_h36・hh —Z77— 768 Вт.
Полученная расчетная величина поглощения тепловыделений охлажденным приточным наружным воздухом только на 32 Вт меньше расчетных постоянных тепловыделений в 800 Вт. Поэтому можно не проводить дальнейших уточнений температуры Х^н и недостающие 32 Вт прибавить к требуемой расчетной холодопроизводительности тепло обменника ДЭ.
В теплый период года наибольшая величина переменных те- плоприток через наружные ограждения здания определяется проникающей через остекление в помещение солнечной радиации. В рассматриваемом строительном модуле административного здания оконный проем имеет размеры 1,8 х 1,8 = 3,24 м. С учетом двойных рамных переплетов размер остекления в окне составляет /ок = 1,7 х 1.7 = 2,89 м. Наиболее интенсивная солнечная радиация в климате Москвы наблюдается на окна юго-восточного фасада и составляет q&p = 58бВт/м2. Современные окна имеют солнцезащитные устройства с коэффициентом солнцсзащиты 0c.p = 0,4. Количество теплоты солнечной радиации, поступающей через окно строительного модуля, вычисляется по формуле
Qrc.p = /окас.рЕс.р, Вт,(2.3)
или для рассматриваемого модуля
Ст.с.р = 2,89 х 586 х 0;4 二 677,4 Вт.
Современные трехслойные стены имеют коэффициент термического сопротивления не менее 兄次=3 м2-град/Вт. Поступающее тепло через наружные стены модуля под воздействием перепадов температур вычисляется по формуле
в。(2.4)
Нет
Площадь стены за вычетом площади оконного проема в строительном модуле 3,4 х Зм составляет
/с = (3,4 х 3) - (1,8 х 1.8) = 7 м2.
По формуле (2.4) для рассматриваемого модуля получим:
” 您产=8,2 Вт.
В угловых помещениях и помещениях па верхнем этаже величина трансмиссионных тсплопритоков будет больше, так как в формуле (2.4) возрастает величина поверхности стен и потолка.
Для рассматриваемого среднего строительного модуля теплообменник ДЭ в расчетных условиях теплого периода года долткен обеспечить следующую охладительную способность:
Qx дз = 677,4 + 32 + 8,2 = 717.6 Вт.
Через теплообменник ДЭ проходит следующее количество охла- /кденного внутреннего эжскти})усмого воздуха:
/в дэ = Кэ х /пн = 2,8 х 180 = 504 м3/ч.
Для обеспечения требуемой холодопроизводитсльности теплообменника ДЭ на выходе из него температура эжектируемого внутреннего воздуха вычисляется по формуле
%酸=篇-*®三迎，℃•(2.5)
ДЭ Рв Ср
Или для рассматриваемого строительного модуля по формуле (2.5) получим:
= 20,8℃.= 20,8℃.,717,6 х 3,6
= 20,8℃.
= 20,8℃.
力в/О - 2а - б% * L2 х 1
Полученное значение близко к принятому выше tB дэ = 21 ℃.
На рис. 2.5 представлено построение на I—d диаграмме расчетного режима работы местно-центральной системы с ДЭ. В возд5),- хоохладителе центрального приточного агрегата санитарная норма наружного воздуха %ш охлаждается при постоянном влаго с одержании до 力ох = 17℃. В вентиляторе и приточных воздуховодах охла- ?кдснный воздух нагревается до ^Пн = 18 °C. В помещении должен сохраняться воздушный баланс:
/пн》(у・ (2・6)
Поглощение влаговыделений происходит только от восприятия влаги удаляемым воздухом. Поэтому в месте пересечения % = 12,6 г/кг и изотерма 0 = 30.8 ℃ находим точку У. Соединяем точки ПН и У прямой линией, отвечающей лучу процесса поглощения тепло- и влаговыделений охлажденным приточным на- руяшым воздухом. В месте пересечения прямой ПН-У с изотермой
_.
/в 二 25 ℃ находим точку В, которая имеет относительную влгик- н0Сть внутреннего воздуха 伟=56%, что отвечает комфортным параметрам воздуха в теплый период года [18]. В теплообменнике ДЭ внутренний воздух охлаждается при постоянном влг1госодержа- пии "в = 11,3 г/кг до 土в/в = 20,8 ℃. Соединяем прямой линией точки В.ДЭ и ПН. Получаем условное изображение процесса смеше-
Рис. 2.5. Построение на /—d диаграмме расчетного режима работы местно-центральной системы с. доводчиками эжекционными в обслуживаемых модулях здания в теплый период года: Н ОХ ——охлаждение санитарной нормы приточного наружного воздуха в воздухоохладителе центрального агрегата; ОХ-ПН — нагрев в вентиляторе и приточных воздуховодах; ПН-В-У — поглощение тепло- и влаговыделений приточным наружным воздухом по высоте помещения; В-В.ДЭ — охлаждение внутреннего воздуха в теплообменнике доводчика эжек- дионного; В.ДЭ-В ——поглощение тепловыделений в помещении охлажденным внутренним воздухом; В.ДЭ-П-ПН — смешение в камере смешения ДЭ охлажденного внутреннего эжектирусмого и приточного наружного воздуха: П-В — поглощение в рабочей зоне тепло- и слаговыцелений приточным ог ДЭ воздухом； В-У — поглошение в верхней зоне помещения тепло- и влаговыделений, удаляемым вытяжным воздухом
ния в смесительной камере ДЭ ——точку П с параметрами приточного воздуха * = 20,2 ℃. Соединяем точку П и В и получаем луч процесса П-В поглощения приточным воздухом Zn тепло- и влаго-
выделений в рабочей зоне помещения. В верхней зоне помещения поглощение тепло- и влаговыделений отвечает лучу процесса В-У и осуществляется удаляемым воздухом /у.
Сравнительные показатели местно-центральных СКВ
Для реализации выбранного по построению на рис. 2.5 режима работы местно-центральной системы с ДЭ на охлаждение санитарной нормы приточного наружного воздуха для всех помещений затрачивается холод в воздухоохлодителе центрального приточного агрегата, количество которого вычисляется по формуле
Qx.nHQx.nH£цн Рпн Ср(力н ——力ох)£цн Рпн Ср(力н ——力ох)3,63,6Вт.Вт.(2.7)(2.7)
Qx.nH
Qx.nH
£цн Рпн Ср(力н ——力ох)
£цн Рпн Ср(力н ——力ох)
3,6
3,6
Вт.
Вт.
(2.7)
(2.7)
Применительно к рассматриваемому строительному модулю по формуле (2.7) получим:
Qx.nH =Qx.nH =180 х 1,2 х 1(28,5 - 17)180 х 1,2 х 1(28,5 - 17)=690 Вт.=690 Вт.
Qx.nH =
Qx.nH =
180 х 1,2 х 1(28,5 - 17)
180 х 1,2 х 1(28,5 - 17)
=690 Вт.
=690 Вт.
Второй составляющий расхода холода в системе является охлаждение внутреннего эжектируемого воздуха в тепло обменнике ДЭ, количество которого на строительный модуль вычисляется по формуле
6хДЭ =施,Вт.(2.8)
Для рассматриваемого строительного модуля по формуле (2.8) получим:
504 xl,2xlx (25 — 20,8)
Qx〃3 == 705,6 Вт.
0,0
Общий расход холода на обеспечение требуемого комфортного климата от работы местно-центральной системы с ДЭ в рассматриваемом строительном модуле состоит из следующих частей:
QxДЭ Qx.nH + Qxдэ> Вт.(2.9)
Или для рассматриваемого модуля по (2.9) получим:
Qx/p = 690 + 705,6 = 1395,6 Вт.
Площадь обслуживаемого строительного модуля в административном здании составляет:
瓦ъп.зд — 3.4 х 6 = 20,4 м?.
Для проведения оценки систем по удельным показателям используются четыре величины:
удельный показатель по теплоизбытнам
%.нзб =譽空 Вт/м2;(2.10)
-^ пл.зд
Удельный показатель затраты холода
^ох.сист = 与 Вт/м2;⑵ 11)
力 ПЕ.ЗД
удельной показатель затрат электроэнергии на функционирование системы
^эл.сист =少旦，Вт • ч/м2;(2.12)
^ПЛ.ЗД
удельный показатель затраты тепла
Qt.chct = СИС 5 Вт • ч/м2.(2.13)
-^пл.зд
Для построенного на рис. 2.5 режима работы местно-центральной системы с ДЭ на строительный модуль площадью 20.4 м2 по (2.10) и (2.11) получим:
%.мзб ==72,8 Вт/м2;
Qox.chct =Qox.chct =若=68,4 Вт"若=68,4 Вт"
Qox.chct =
Qox.chct =
若=68,4 Вт"
若=68,4 Вт"
Выше по построению на рис. 2.2 установлены расчетные реяшмы работы местно-центральной системы с вентиляторным доводчиками. Принимаем условия, что в сравниваем строительном модуле создание комфортного микроклимата производится от работы местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками по
режиму па рис. 2.2. Общие тсплоизбытки в сравниваемых системах одинаковы:(2т.нзб 二 1485,6 Вт.
По данным построения на рис. 2.2 определим расходы холода на приготовление приточного наружного воздуха в режиме его охлаждения и осушения по формуле
По формуле (2.14) для строительного модуля получим:
八 180 x 1,2 x(54 - 35)
Qx.uh 二号二 U40 Вт.
Охлажденный и осушенный приточный наружный воздух вос
принимает в помещении следующее количество явных тепловыдепринимает в помещении следующее количество явных тепловыделений:лений:◊т.нзб.пн =◊т.нзб.пн =180 х 1,2 х (25 - 15)3?6180 х 1,2 х (25 - 15)3?6=600 Вт.=600 Вт.
принимает в помещении следующее количество явных тепловыде
принимает в помещении следующее количество явных тепловыде
лений:
лений:
◊т.нзб.пн =
◊т.нзб.пн =
180 х 1,2 х (25 - 15)3?6
180 х 1,2 х (25 - 15)3?6
=600 Вт.
=600 Вт.
Для отведения оставшихся тепловыделений путем охла?кдения внутреннего воздуха в вентиляторном доводчике необходимо затратить следующее количество холода:
Qx.BH = От.изб - Ог.мзб.гш = 1485,6 - 600 = 885,6 Вт.
Общий расход холода на работу местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками на охлг1ждение и вентиляцию строительного модуля составит:
Qxcbh = Ох.пн + Qxbh = 1140 + 885,6 = 2025,6 Вт.
Перерасход холода в местио-центральной системе с вентиляторными доводчиками по сравнению с системой с доводчиками эжекциоиными вычисляются по формуле
(2.15)(2.15)Qxcbh - ®.сДЗ х ]00, %Qx.c ДЭ
(2.15)
(2.15)
Отсюда для анализируемого примера по формуле (2.15) получим:
2025,6 — 1395：61395.62025,6 — 1395：61395.6х 10() = 45%.х 10() = 45%.
2025,6 — 1395：6
1395.6
2025,6 — 1395：6
1395.6
х 10() = 45%.
х 10() = 45%.
На выработку холода на центральной холодильной станции затрачивается электроэнергия на работу холодильных агрегатов и
насосов, гранспортирующих холодную воду к воздухоохладителям центральных приточных агрегатов и к теплообменникам местных довод'旧ков. Расход электроэнергии на получение холода в систе- Niax иондиционирования удобно оценивать через показатель энергетической эффсктивности получения холода на один кВт-ч затраченной электроэнергии, который для сравниваемых систем мо?кет быть принят 小.X = 2,4. [8].
На рассматриваемый строительный модуль в местно-центральной системе с вентиляторными доводчиками затрачивается на холоде снабжение следующее количество электроэнергии:
^/эл.х.е.вн =^/эл.х.е.вн =Qx.C.BH小.XQx.C.BH小.X2025,62,42025,62,4=844 Вт.=844 Вт.
^/эл.х.е.вн =
^/эл.х.е.вн =
Qx.C.BH小.X
Qx.C.BH小.X
2025,6
2,4
2025,6
2,4
=844 Вт.
=844 Вт.
В местно-центральной системе с ДЭ затрата электроэнергии на холодоснабжение составит:
Qxc ДО%л.х.сДЭ ~〃з.хQxc ДО%л.х.сДЭ ~〃з.х1395,62,41395,62,4~ 581,5Вт.~ 581,5Вт.
Qxc ДО
%л.х.сДЭ ~
〃з.х
Qxc ДО
%л.х.сДЭ ~
〃з.х
1395,6
2,4
1395,6
2,4
~ 581,5Вт.
~ 581,5Вт.
На транспортировку первичного воздуха в количестве 180 м3/ч к ДЭ в помещении доля затрат электроэнергии приточного вентилятора по данным работы [8] составляет 7/вн.пн = 94 Вт. Па работу вытяжного агрегата доля затрачиваемой элентроэнергии на строительный модуль ио данным работа [8] составляют т/вн.у = 47 Вт. В мс стно-центр альной системе с вентиляторными доводчиками доля затрат электроэнергии приточного вентилятора центрального агрегат г/Вц.Ш1 = 78 Вт, но добавляется доля затрат электроэнергии на привод вентилятора местного доводчика, что оценивается 7вн.в — 60 Вт.
Общая затрата электроэнергии на работу местно-центральной системы с ДЭ в расчетных условиях теплого периода года на рассматриваемый строительный модуль составит:
£"сдз = 581,5 + 94+47 = 722,5 Вт.
II。формуле (2.12) вычисляем удельный показатель расхода электроэнергии в рассматриваемой системе:
"з-и.сДЗ ~"з-и.сДЗ ~722,520,4722,520,4二 35,4 Вг/м2.二 35,4 Вг/м2.
"з-и.сДЗ ~
"з-и.сДЗ ~
722,5
20,4
722,5
20,4
二 35,4 Вг/м2.
二 35,4 Вг/м2.
Для местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками общие затраты электроэнергии на рассматриваемый строительный модуль составят：
£ М.вн = 844 + 78 + 47 + 60 = 1029 Вт.
Удельный показатель расхода электроэнергии составляет:
九зп.с.вн ~九зп.с.вн ~鵠® Вт/м2.鵠® Вт/м2.
九зп.с.вн ~
九зп.с.вн ~
鵠® Вт/м2.
鵠® Вт/м2.
Вычислим % увеличения расхода электроэнергии на функционирование в расчетных условиях теплого периода года местноцентральной системы с вентиляторными доводчиками по сравнению с системой с ДЭ:
х 100 = 42%.
35,4
Проведенный расчет показывает на значительные энергетические преимущества ме стно-центр а льный системы с ДЭ.
Оценим стоимость оборудования систем для рассматриваемого строительного модуля административного здания.
260 у.е.;260 у.е.;Для местно-центральной системы с ДЭ характерные следующие затраты на местное оборудование:
260 у.е.;
260 у.е.;
стоимость доводчика ДЭ.1.2 140/180
стоимость декоративного ограждения у подоконной ниши
стоимость вытяжной решетки
Итого: 348 у.е.
Для местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками характерны следующие затраты на местное оборудование:
стоимость вентиляторного доводчика380 у.е.:
100 у.е ;100 у.е ;стоимость нагревательного прибора с термор егулятор ом
100 у.е ;
100 у.е ;
стоимость вытяжной решетки8 у.е.;
Итого: 488 у.е.
Долевая стоимость оборудования центральных систем, обслуживающих модули в теплый период года, состоит из следующих величин. Удельная стоимость холодильной установки средней мощности составляет порядка 400 у.е./кВт-ч холода. Стоимость доли холодильной станции для местно-центральной системы с ДЭ Кх.сДЭ — 400 х 1,396 = 558,4 у.е. Стоимость доли холодильной станции для ме стно- центр альной системы с вентиляторными доводчиками Кх.с.вн = 400 х 2,026 = 810,4у.е. Стоимость центральных приточно-вытяжных агрегатов, приточных и вытяжных воздуховодов в сравниваемых системах может рассматриваться одинаковой и подлежит уточнению по реальным стоимостям применяемого фирменного оборудования.
Оценим сравниваемые ме стно- центр а льные системы по стоимости местного оборудование и холодильной станции.
Для местно-центральной системы с ДЭ:
Ксдэ = 348 + 558,4 = 906,4 у.е., удельный показатель стоимости
^сдэ ==44,4 у.е./м2.
Для местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками:
Кс.вн = 488 + 810,4 = 1298,4 у.е.;
它 _ 1298,4 _2
К&вн — 20% — 63)65 у.е./м .
Стоимость местного оборудования системы с вентиляторными доводчиками и периметральный системой отопления по сравнению с системой с ДЭ доро?ке на
1298,4 - 906,4
———х 100 = 43 五
Проведенный анализ показывает на значительные энергетические и экономические преимущества местно-центральных систем с ДЭ.
По аналогичной методике могут сравниться между собой и другие варианты систем кондиционирования воздуха.
Особенности режимов работыме стно-центральных системв административных зданиях в холодный период года
В холодный период года в сравниваемых мсстно-центральных системах приточные и вытяжные агрегаты имеют одинаковую производительность по приточному нару;кному и удаляемому воздуху ■^пн(мин)=上у. Однако в технологии приготовления приточного воздуха и методах обеспечения требуемых параметров внутреннего воздуха, имеются значительнме различия.
На рис. 2.6 представлено построение ira I—d диаграмме рас- чситого режима работы местно-центральной системы с вентиля-
Рис. 2.6. Построение расчетного режима работы мсстно-центральной системы с вентиляторными доводчиками и периметральной системой отопления в холодный период года： B-От ——нагрев в системе отопления в помещении; Н2-ПН1 —— нагрев наружного воздуха в калорифере приточного центрального агрегата; ПН1-ПН2 — адиабатное увлажнение в центральном агрегате; ПН2-ПНЗ — нагрев в калорифере второго подогрева; ПНЗ-В — восприятие тепло- и влаговыде- лений в помещении: Н1-Н2 ——нагрев приточного наружного воздуха в тепло отдающем теплообменнике установки утилизации теплоты вытяжного воздуха
торными доводчиками и местными нагревательными приборами периметральной системы отопления. В холодный период года вен-
тиляторныс доводчики не работают. 13 рабочей зоне помещения пОддерживается комфортная температура /,в = 20 ℃, что обеспе- чивается регулированием теплоотдачи нагревательного прибора, установленного под окном строительного модуля. Процесс В-От Отведает нагреву внутреннего воздуха в нагревательном приборе. Тепловые конвективные потоки от нагревательного прибора поднимаются вдоль остекления окна и под потолком создается теп- ловая подушка. От центральной приточной системы санитарная норма в 厶ih(mhh) = 180 м3/ч поступает в верхнюю зону помещения. Воздушные приточные струи подмешивают собравшиеся под потолком тепловые потоки, водяные пары и газы. С приточной струей вредные выделения возвращаются в рабочую зону помещения и происходит выравнивания температуры по высоте (перемешивающая вентиляция). Возвращение в рабочую зону части вредностей, подлежащих удалению с вытяжным воздухом £у, значительно ухудшают санитарно-гигиенические качества работы этой системы вентилиции.
На рис. 2.6 точка В отвечает комфортной температуре iB = =20℃, относительной влажности Зв(мнн) = 30% и вла го содержанию 几=4,1 г/кг. От трех человек, находящийся в строительном модуле при работе средней тяжести выделяется 105 Вт/(чел • ч) явного гепла и 140 г/чел. час влаги. Общие тепло- и влаговыделения в рассматриваемом строительном модуле составляют:
0т-изб.л = 105x3 = 315 Вт;
恥П-036』=140 х 3 = 420 г/ч.
На кг приточного наружного воздуха должно поглощаться следующее количество влаги, вычисляемое по формуле (1.12):
420
△dpa6 = 1 х 1,22 = 1,91 г/кг.
Для поглощения этих влаговыделений приготовленный приточный воздух должен иметь влагосодер?кание:
"пн = 4.1 — 1,91 = 2,19г/кг.
В расчетных условиях холодного периода года в Москве 力н = = —26 ℃ и &I = 0,6 г/кг. Это показывает, что в приточном агрегате необходимо увеличить влажность приточного наружного воздуха. Для реализации этого процесса рационально использовать
блок адиабатного увла?кнения с орошаемой насадкой с & = °,6 [25]. Первоначально в приточном агрегате нарул;ный воздух нагревается до 力пн = 16℃ (точка ПЩ) с температурой по мокрому термометру ^мпн = 4,1 ℃. Из преобразованного выражения (1.15) вычислим достигаемую температуру ^Пн2 в режиме адиабатного увлажнения при Е& = 0,6:
力пн2 = ^ПН1 - ^а(^пн1 - ^МПН1) = 16-0,6(16-4,1) = 8,8 ° С・
На I—d диаграмме на линии，пн1 = 16 кДж/кг в месте пересечения с изотермой %н2 = 8,8℃ находим точка ПН? с влагосодержанием с/пн2 = 3.1 г/кг. Вычисляем достигаемое влагосодержание внутреннего воздуха в этом релшме:
"в = dnH2 + А^раб — 3,1 + 1,91 = 4,92г/кг.
В месте пересечения с изотермой iB — 20℃ находим новую точку В при рв = 34%, что отвечает комфортным параметрам [18].
В холодный период года в верхнюю зону помещения можно подавать саннорму приточного нарулшого воздуха с рабочим перепадом до 6 градусов. Тогда температура приточного воздуха будет
力 пнЗ = %м2 + 6℃ = 8,6℃ + 6℃ = 14;6℃.
Для нагрева до tmi3 = 14,6 ℃ в приточном агрегате необходимо иметь калорифер второго подогрева. При температуре ^ПнЗ = =14,6 ℃ приточный наружной воздух может воспринять следующее количество тепловыделений в модуле слуя:сбного помещения:
0гзб.ас =二 Ml, в。⑵ 16)
Или для рассматриваемого примера по формуле (2.16) получим:
Q”r-H36.ac =Q”r-H36.ac =18。х 1.22x1(2。二 1也= 33。RR
Q”r-H36.ac =
Q”r-H36.ac =
3,6
Только для трех работающих людей тепловыделения в помещении модуля определены выше 315 Вт. Кроме этого, до 450 Вт тепловыделений будет от работы пер сональной служебной техники.
В работе [8] показано, что в солнечные дни зимой при наличии солнечной радиации на окна в служебных помещениях имеет
место преобладание теплопритоков над трансмиссионными тепло- потерями через наружные ограждения. В этих режимах терморегулятор у нагревательного прибора полностью перекроет поступления горячей воды, а недостаточная охладительная способность приточного наружного воздуха обусловит повышение /в выше нормируемого комфортного уровня в холодный период года. Следовательно, в калорифере второго подогрева будет перерасходоваться тепло, так как его работа не моя?ет быть автоматизирована от контроля температуры во многих обслуживаемых строительных модулях, часть из которых находится в это время суток на теневом фасаде и не имеет теплоизбытков. В целях снижения расхода тепла на нагрев приточного наруяшого воздуха в современных приточно-вытяжных системах обязательным элементом является применение оборудования для утилизации теплоты вытяжного воздуха Еу на нагрев приточного наружного воздуха. В работе [8] показано, что в климате России с длительным стоянием низких отрицательных температур наруячного воздуха наиболее энергетически целесообразно применять установки утилизации с насосной циркуляцией промежуточного теплоносителя-антифриза Саф- Для извлечения теплоты вытяжного воздуха в вытяжном агрегате после фильтра устанавливается теплообменник с поддоном. обеспечивающий извлечение теплоты из вытяжного воздуха (теплоизвлекающий теплообменник) в режиме охлаждения и осушения вытяжного выбросного воздуха до конечной температуры не ниже 土у2 = 4-3 ℃. Методика расчета установки утилизации подробно излагается выше в § 2.6. Отепленный в теплоизвлекающем теплообменнике антифриз с температурой ^аф1 от работы насоса по соединительным трубопроводам подается по противоточной схеме в теплообменник, смонтированный в приточном агрегате первым после фильтра.
Теплотехническая эффективность режима утилизации теплоты вытяжного воздуха оценивается показателем отношение температур:
5 (2.17)
В климате России рационально значение показателя 仇у при- нимать равным 0,36-0,38. Из преобразованного выражения (2.17) вЬ1числяется неизвестная температура приточного наружного воздуха 力н2 после нагрева утилизируемым теплом вытяжного воздуха. Дна рассматриваемого по построению на рис. 2.6 режима темпе-
48 Di. 2. Современные СКВ 々дя аамлнистратпвних з#анл龙 ратуру %2 вычисляем по формуле
/ц2 =仇 у (力у1 — %Н1) + 力 н1・(2.18)
Или для рассматриваемого примера в климате Москвы по (2.18) получим:
力н2 = 0,36(20 + 26) — 26 = —9：5 С.
Для рассматриваемого строитслыюго модуля расход тепла на нагрев приточного нару?кного воздуха вычисляется по формулам: нагрев теплом вытяжного воздуха в установке утилизации в приточном и вытяжном агрегатах
Q, Уm = "ВпнСр，？-"。二 “y(5 — /аф2), Вт; (2.19)
нагрев горячей водой в калорифере первого подогрева в приточном агрегате:
QtI = Енн0гщСр&】н2 -力Hi), Вт；(2.20)
иагрсв горячей водой в калорифере второго подогрева в приточном агрегате:
QtH = ЕпнАшСр匾нЗ - Ьн2), Вт(2.21)
3,6
Для построения на рис. 2.6 применительно к рассматриваемому строительному модулю по перечисленным выше формулам получим:*
_ 180x1,32 x 1(—9,5 + 26)
Ст.у.пн =3 6-UT，
Qr J80XL24/1(16+ 9,5) = ]58] вт;
Qm「180xl，21 *4,6 且二 збзвт.
3)6
Обихий расход количества теплоты горячей воды в калориферах первого и второго подогрева составляет：
Qt1 + QtII = 1581 + 363 = 1944 Вт.
Удельный расход тепла на цели вентиляции рассматриваемого строительного модуля по формуле (2.13) составляет:
1944…п / 2
^т.сист 二 20 4 — 95.3 Вт/м .
Без применения установки утилизации удельный расход соста
вляет:
9т.снст =
1944 + 1089
=148 Вт/м2.
Благодаря применению установки утилизации в расчетных условиях холодного периода года удастся снизить расход тепла от центрального источника на следующий %:
◊т.у.ин◊т.у.инQtI + QtII + <2т.у.ш1QtI + QtII + <2т.у.ш1х 100, %.х 100, %.(2.22)(2.22)
◊т.у.ин
◊т.у.ин
QtI + QtII + <2т.у.ш1
QtI + QtII + <2т.у.ш1
х 100, %.
х 100, %.
(2.22)
(2.22)
Или для рассматриваемого модуля по (2.22) получим:
10891944 + 108910891944 + 1089х 100 = 36%.х 100 = 36%.
1089
1944 + 1089
1089
1944 + 1089
х 100 = 36%.
х 100 = 36%.
На рис. 2.7 представлена принципиальная схема местно-цен- гр аль ной системы с вентиляторными доводчиками и нагревательными приборами периметральной системы отопления в помещении. В состав приточного и вытяжного агрегатов включена установка утилизации теплоты вытялшого воздуха на нагрев приточного наруя^ного воздуха.
По ходу санитарной нормы наружного приточного воздуха -^пн(мин) через центральный приточный агрегат предусмотрено наличие следующего функционального оборудования:
丿 ——многостворчатый воздушный клапан для отключения от наружного воздуха при остановленном приточном вентиляторе;
——карманный воздушный фильтр;
——тсплоотдающий теплообменник установки утилизации;
— калорифер первого подогрева;
— секция адиабатного увлажнения;
——воздухоохладитель и осушитель с наличием поддона и сепаратора:
— калорифер второго подогрева;
— приточный вентилятор от приточного агрегата;
— 一 магистральный приточный воздуховод;
— отводы приточного воздуховода /Пн в помещения здания.
41Н (мин)41Н (мин)Рис. 2.7. Принципиальная схема местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками и периметральной системой отопленияРис. 2.7. Принципиальная схема местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками и периметральной системой отопления
41Н (мин)
41Н (мин)
Рис. 2.7. Принципиальная схема местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками и периметральной системой отопления
Рис. 2.7. Принципиальная схема местно-центральной системы с вентиляторными доводчиками и периметральной системой отопления
В обслул^иваемом помещении установлены:
11 ——приточная решетка:
72 — местный вентиляторный агрегат;
/3 •— вытяжная решетка;
〃 一отопительный прибор с терморегулятором} смонтирован- НЬ1Й под окном помещения.
Вытяжная система включает:
15 -- всасывающие отводы из каждого помещения для удаления /у；
16 ——вытяжной магистральный воздуховод;
77——воздушный фильтр;
——теплоизвлекающий теплообменник установки утилизации с поддоном для удаления в канализацию сионденсированной влаги;
— вытяжной вентилятор;
——воздуховод выброса удаляемого воздуха Ly в атмосферу.
Тенлоизвлекающий 18 и тепло отдающий 3 теплообменники установки утилизации соединены подающими и обратными трубопроводами 21 для циркуляции от работы насоса 22 антифриза (5аф. Для компенсации объемных расширений антифриза при изменениях температуры служит герметичный расширительный сосуд 23. На перемычке ме?кду и подающим и обратным трубопроводами 21 смонтирован автоматический клапан 2/, управляемый от 口атиика контроля минимально-возможной температуры охла- ркденного антифриза ^аф(мип)= —6℃, что обеспечивает защиту от замерзания выпадающего на поверхности теплоизвлекающего теплообменника 18 конденсата при охлаждении и осушении удаляемого воздуха & [8].
На рис. 2.8 представлено построение на /—d диаграмме расчетного режима работы местно-центральной системы с ДЭ. В рабочей зоне помещения поддерживается температура 20 ℃ и относительная влажность % = 34 %, что одинаково с построением на рис. 2.6. Для поглощения влаговыделений от трех работающих людей в рассматриваемом строительном модуле влагосодержание приточного воздуха сохраняем dIIH2 = 3.1 г/кг. Нагрев приточного наружного воздуха осуществляем в две ступени: Н^-Н? в теплоотдающем теплообменнике установки утилизации; Н2-ПН1 в калорифере пер- вого подогрева до imii = 16 ℃. В режиме адиабатного увлажнения (процесс UH1-HH2) получаем температуру tnn2 = 8,8 ℃.
Рассмотрим режим, когда в помещении нет теплопотерь и терморегулятор закрыл поступление горячей воды в теплообменник ДЭ. Тогда в камере смешения ДЭ будут смешиваться первичный приточный наружный воздух с %“н2 = 8,8℃ и внутренний эжек- тируемый воздух с %в = 20 ℃. По формуле (1.9) вычисляем темпе-
ратуру смеси, которая является одновременно температурой притока £口 от ДЭ и поступает в рабочую зону помещения (см. рис. 2.4 рскомендуемого размещения ДЭ под окном помещения):
17,05 ℃,17,05 ℃,8.8 + 2,8 х 20 %=1 + 2,8
17,05 ℃,
17,05 ℃,
что обеспечивает комфортное поступление приточного воздуха в рабочую зону. Поэтому отпадает необходимость в калорифере второго подогрева в центральном приточном агрегате.
Рис. 2.8. Построение на I—d диаграмме расчетного режима работы местно-центральной системы с ДЭ и в режиме наличия тсплоизбытков в модуле помещения в холодный период гола: В-В.Т.ДЭ — нагрев в теплообменнике ДЭ в рея^име отсутствия тепловыделений в помещении; Hl Н2 — нагрев приточного наругк- ного воздуха в установке утилизации; Н2-ПН1 — нагрев наружного воздуха в калорифере первого подогрева; ПН1-ПН2 ——адиабатное увлажнение в орошаемом слое в центральном агрегате; ПН2-П-В У —процесс поглощения тспло- и влагоизбытнов при наличии в помещении теплоизбытков; ПН2-П-В .Т-ДЭ — процесс компенсации теплопотерь в помещенииРис. 2.8. Построение на I—d диаграмме расчетного режима работы местно-центральной системы с ДЭ и в режиме наличия тсплоизбытков в модуле помещения в холодный период гола: В-В.Т.ДЭ — нагрев в теплообменнике ДЭ в рея^име отсутствия тепловыделений в помещении; Hl Н2 — нагрев приточного наругк- ного воздуха в установке утилизации; Н2-ПН1 — нагрев наружного воздуха в калорифере первого подогрева; ПН1-ПН2 ——адиабатное увлажнение в орошаемом слое в центральном агрегате; ПН2-П-В У —процесс поглощения тспло- и влагоизбытнов при наличии в помещении теплоизбытков; ПН2-П-В .Т-ДЭ — процесс компенсации теплопотерь в помещении
Рис. 2.8. Построение на I—d диаграмме расчетного режима работы местно-центральной системы с ДЭ и в режиме наличия тсплоизбытков в модуле помещения в холодный период гола: В-В.Т.ДЭ — нагрев в теплообменнике ДЭ в рея^име отсутствия тепловыделений в помещении; Hl Н2 — нагрев приточного наругк- ного воздуха в установке утилизации; Н2-ПН1 — нагрев наружного воздуха в калорифере первого подогрева; ПН1-ПН2 ——адиабатное увлажнение в орошаемом слое в центральном агрегате; ПН2-П-В У —процесс поглощения тспло- и влагоизбытнов при наличии в помещении теплоизбытков; ПН2-П-В .Т-ДЭ — процесс компенсации теплопотерь в помещении
Рис. 2.8. Построение на I—d диаграмме расчетного режима работы местно-центральной системы с ДЭ и в режиме наличия тсплоизбытков в модуле помещения в холодный период гола: В-В.Т.ДЭ — нагрев в теплообменнике ДЭ в рея^име отсутствия тепловыделений в помещении; Hl Н2 — нагрев приточного наругк- ного воздуха в установке утилизации; Н2-ПН1 — нагрев наружного воздуха в калорифере первого подогрева; ПН1-ПН2 ——адиабатное увлажнение в орошаемом слое в центральном агрегате; ПН2-П-В У —процесс поглощения тспло- и влагоизбытнов при наличии в помещении теплоизбытков; ПН2-П-В .Т-ДЭ — процесс компенсации теплопотерь в помещении
Параметры приточного воздуха от ДЭ в этом режиме находятся на прямой B-IIII2 в месте пересечения с изотермой tn 二 17,05 ℃
(точка П). Как было показано выше, подача приточного воздуха в рабочую зону будет обеспечивать вытеснение под потолок помещения всех вредностей в форме тепло- и влаговыделений, газов и запахов. Для холодного периода года показатель Kl монист быть принят ^^ 二 1,8. Но формуле (1.13) вычисляем температуру удаляемого вытяяшого воздуха:
力у = 1,8(20 - 17,05) + 17,05 = 22,4℃.
В месте пересечения продолжения: прямой В-ПН2 с изотермой ty = 22,4℃ находим точку У. '
В администр ативных зданиях в ночные часы при отсутствии людей приточно-вытяжные системы выключаются. Тснлопотери через наружные ограждения компснсир^чотся нагревом внутреннего воздуха в тепло обменнике ДЭ в режиме естественного конвективного нагрева. Это показывает, что наличие ДЭ под окном здания обеспечивает ре?ким дежурного отопления и выполняет роль периметральной отопительной системы.
В утренние часы, обычно за один час до прихода людей на работу, приточные и вытяя^ныс агрегаты включаются в работу. Это дает возможность удалить из помещения вредности, накопившиеся в ночные часы от газовых выделений из отделочных материалов. мебели и ограждающих конструкций помещений. При отсутствии в помещении людей и остановленного служебного оборудования на теплообменник ДЭ будет приходиться наибольшая расчетная нагрузка по нагреву эжектируемого внутреннего воздуха. Требуемая температура нагрева эжектируемого воздуха в теплообменнике ДЭ вычисляется по формуле:
几т〃3 = Q亨。т + Qrm + 储 ос⑵23)
■^в ДЭРв^р
Принимаем теп лоно гери через наружные ограждения для рассматриваемого строительного модуля QT.n0T = 480 Вт. Количество
тепла на догрсв первичного при точного воздуха вычисляется по формуле：тепла на догрсв первичного при точного воздуха вычисляется по формуле：Qt.HH ―Qt.HH ―ЕинРпнСр (力в —力 нн2)ЕинРпнСр (力в —力 нн2)3,63,6Вт.Вт.(2.24)(2.24)
тепла на догрсв первичного при точного воздуха вычисляется по формуле：
тепла на догрсв первичного при точного воздуха вычисляется по формуле：
Qt.HH ―
Qt.HH ―
ЕинРпнСр (力в —力 нн2)
ЕинРпнСр (力в —力 нн2)
3,6
3,6
Вт.
Вт.
(2.24)
(2.24)
Для рассматриваемого модуля при режиме приготовления первич-ного воздуха по построению на рис. 2.8 по формуле (2.24) получим:
Qt-ПП ~Qt-ПП ~=678 Вт.=678 Вт.180 X 1;21 х 1 X (20 - 8,8)
Qt-ПП ~
Qt-ПП ~
=678 Вт.
=678 Вт.
3^6'
Вычисляем по формуле (2.23) температуру нагрева в теплообменнике ДЭ эжектируемого внутреннего воздуха:
土 в.тДЭ =土 в.тДЭ =+ 20= 26,9 ℃.+ 20= 26,9 ℃.(480 十 678) х 3,6
土 в.тДЭ =
土 в.тДЭ =
+ 20= 26,9 ℃.
+ 20= 26,9 ℃.
180 х 2,8 х 1,2 х 1
На выходе из ДЭ приточный воздух будет иметь температуру:
% =% =8,8+ 2,8 х 26,91 + 2,88,8+ 2,8 х 26,91 + 2,8=22 С=22 С
% =
% =
8,8+ 2,8 х 26,9
1 + 2,8
8,8+ 2,8 х 26,9
1 + 2,8
=22 С
=22 С
На рис. 2.8 штриховой линией построен режим работы системы без людей и работающего служебного оборудования. На прямой линии В.Т.ДЭ-ПН2 при пересечении с изотермой 力ц = 22 еС находятся параметры приточного от ДЭ воздуха.
При начале рабочего дня в помещении от людей и слу;кебного оборудования выделяется тепло, которое для холодного периода года выше оценено: 315 + 450 = 765 Вт. Эю полностью покрывает трансмиссионные потери и создает тепловыделения: 765 — 480 = =285 Вт. Тепловая нагрузка на теплообменник ДЭ будет определятся не обходимо стью повышения температуры приточного наружного воздуха от теплоты в теплообменнике ДЭ до % = 20 ℃, т. е. для рассматриваемого режима при QT.nH = 678 Вт тепловая нагрузка на нагрев эжектируемого воздуха будет:
Qt.h = 678 — 285 = 393 Вт.
Тогда требуемый нагрев воздуха в теплообменнике ДЭ по формуле (2.23) составит:
力 в.тДЗ =力 в.тДЗ =+ 20= 23,3 ℃.+ 20= 23,3 ℃.393 х 3,6
力 в.тДЗ =
力 в.тДЗ =
+ 20= 23,3 ℃.
+ 20= 23,3 ℃.
180 х 2,8 х 1,2 х 1
При появлении в дневные часы суток солнца и его воздействии на окна в модуле помещения будут образовываться значительные теплоизбытки. Терморегулятор у теплообменника ДЭ перекроет подачу горячей воды. В помещении приточный нару?кный воздух мо?кет воспринять следующее количество теплоизбытков:
180 х 1,22 х 1 х (22,4-8,8)
Qt-Sh =q J △ = 830 Вт.
Проведенный расчет показывает, что принятый режим работы местно-центральной системы с ДЭ полезно использует естественный холод наруяшого воздуха для поглощения теплоизбытков в
помещении, не допуская перегрева помещения и, соответственно, перерасхода тепла. В прсдставленном на рис. 2.8 режиме подготовки приточного наружного воздуха затрачивается следующее количество теплоты.
По формуле (2.18) вычисляем температуру после теплоотдающего тепло обменника установки утилизации:
力 н2 = 0,36(22,4 + 26) — 26 = -8,6 ℃.
По формуле (2.19) определяем количество утилизированной те- плогы на нагрев приточного наружного воздуха:
Qt.V-ПН =Qt.V-ПН =180 x 1,32 x 1(-8,6 + 26) =114о г>т.
Qt.V-ПН =
Qt.V-ПН =
3,6
Расход теплоты горячей воды в калорифере первого подогрева вычисляем по формуле (2.20):
180x1,24x1(16+ 8,6)=］延 в,
*3,6
Удельный расход тепла на цели вентиляции:
Qt.chct =Qt.chct =152520Л152520Л=74,8 Вт/м2.=74,8 Вт/м2.
Qt.chct =
Qt.chct =
152520Л
152520Л
=74,8 Вт/м2.
=74,8 Вт/м2.
Снижение расхода тепла на приготовление приточного наружного воздуха при работе систем в рабочем режиме составляет:
11481525 + 114811481525 + 1148х 100 = 43 %.х 100 = 43 %.
1148
1525 + 1148
1148
1525 + 1148
х 100 = 43 %.
х 100 = 43 %.
Отличительной особенностью пр ед став ленной на рис. 2.9 СКВ является использование в качестве центрального кондиционера и вытяжного агрегата кондиционеров типа VPL датской фирмы «Nilan». В кондиционере VPL реализуется двухступенчатая утилизация теплоты вытяжного воздуха ££у на нагрев приточного наружного воздуха ££цн для всех обслуживаемых помещений, в которых под окнами установлены ДЭ. Первая ступень — установка утилизации с насосной циркуляцией антифриза (рис. 2.9): теплоизвлекающий тепло обменник / в потоке вытяжного воздуха; тепло отдающий теплообменник 7 в потоке холодного приточного наружного воздуха: насос 5 для циркуляции антифриза; расширительный герметичный бак 6. На рис. 2.9 приведены расчетные
условия работы СКВ в холодный период года в климате Москвы при 土^ = —26 ℃ [18]. В первой ступени утилизации удается на~ греть приточный наружный воздух до 力н2 = —8℃, а удаляемый воздух охлая^дастся до ty2 = 4℃.
Вторая ступень утилизации — работа холодильного компрессора 8 в режиме теплового насоса. Автоматическим переключе
ние. 2.9. Принципиальная схема местно-центральной СКВ с ДЭ и применением приточно-вытяжного агрегата типа VPL: А — фильтровально-теплоутилизационный блок： Б——компрессорно-вентиляторный блок; 1 ——воздуховод забора наружного воздуха; 2 — воздуховод всасывания вытяжного воздуха; 3 — фильтр; 7 — теплоизвлекающий тепло обменник; 5 — насос циркуляции теплоносителя-антифриза; 6 — расширительный герметичный бак; 7 — тепло отдающий теплообменник; 8 — холодильный компрессор; 9 — четырехходовой автоматический вентиль; 10— тепло обменник для хладона 22 в вытяжном воздухе; 11 — теплообменник для хладона 22 в приточном воздухе; 12 — приточный вентилятор； /3 — вытяжной вентилятор; Ц — приточный воздуховод; 15 — гибкий воздуховод к эжекциоиному доводчику ДЭ; 16— выбросной воздуховод в атмосферу ' .
нием четырсхходового вентиля Р горячие пары холодильного агента R22 нагнетаются в трубки тепло обменника 〃, который в режиме теплового насоса является конденсатором холодильной ма-
m以hbl Теплообменник 10 является испарителем холодильной ма- цшны, где на испарение холодильного агента в трубках отводится теплота вытяжного воздуха, который понижает температуру с 力у2 = _ 4℃ до ty3 — — 4℃. Охлаждение удаляемого воздуха в ис- паритслс 10 протекает с обильной конденсацией влаги, которая из-за отрицательных температур на поверхности испарителя постепенно замерзает, и образовавшийся иней и лед перекрывают сечение ме?кду пластинами оребрения для прохода вытяжного удаляемого воздуха, что поведет к нарушению воздушного баланса и остановке холодильной машины. Во избея^апие этого в схеме автоматического регулирования работы кондиционера VPL предусмотрен контроль за появлениям наледей на поверхности оребрения испарителя 10. С появлением наледей датчик контроля их образования подает команду на остановку работы приточного 12 и вытяжного 13 вентиляторов, компрессор 8 продолжает работать и автоматический четырехходовой вентиль 9 изменит направление по следовательно сти дви?ксния холодильного агента. Горячие пары холодильного агента компрессором 8 будут направляться в трубки теплообменника 10. который становится конденсатором холодильной машины.
Из-за прекращения движения воздуха через теплообменники резко возрастает давление конденсации, и температура газообразного холодильного агрегата возрастает до 50- 60 ℃. Проход по трубкам тепло обменника 10 горячих газов высокой температуры обеспечивает быстрое (за 2 3 мин) оттаивание инея и наледей, а образовавшаяся влага собирается в поддоне и удаляется в канализацию.
После устранения наледей датчик подаст команду на пуск в работу вентиляторов 12 и 13、а четтдрехходовой автоматический вентиль снова изменит последовательность прохо?кдеиия холодильного агента и теплообменник 11 снова станет конденсатором, а теплообменник 10 — испарителем. Цикличность режимов оттаивания не более одного за час работы кондиционера, что создает условия надежного поддержания комфортных условий в обслуживаемых помещениях, несмотря на кратковременные прекращения воздушных потоков притока и выгя?кки.
После второй ступени утилизации приточный наружный воздух нагревается до 力皿=8,6 ℃ и по приточному воздуховоду 14 и соединительным патрубкам 15 поступает в камеры первичного воздуха ДЭ. В работе [8] показано, что даже в расчетных условиях холодного периода года в помещениях при работе слу?кеб-
ного оборудования, потребляющего значительное количества электроэнергии. переходящей в тепло, создаются условия наличия те- плоизбытков, которые перекрывают трансмиссионные теплопотери и компенсируют повышение температуры подогретого наружного воздуха с 力нн = 8.6 °C до ^в = 20 ℃. В этих режимах термовентиль на трубопроводе подачи горячей воды gwr в теплообменник ДЭ будет закрыт. В ДЭ будет смешиваться первичный наружный воздух в количестве /Пн с температурой tnH = 8,6 ℃ и э?кектируе- мый внутренний воздух /в.э с температурой tB = 21 ℃. По формуле (1.9) вычисляем температуру приточного воздуха:
IIII8,6+ 2,8 х 211 + 2,88,6+ 2,8 х 211 + 2,8=17,7℃}=17,7℃}
II
II
8,6+ 2,8 х 211 + 2,8
8,6+ 2,8 х 211 + 2,8
=17,7℃}
=17,7℃}
что отвечает условиям теплого комфорта для людей при поступлении приточного воздуха в зону их обитания [18]. В рассматриваемом режиме все потребности для нагрева саннормы приточного наружного воздуха £ Lml покрываются утилизируемой теплотой в агрегате VPL.
При снижении тепловыделений от служебного оборудования термовентиль откроет поступление горячей воды gwr в теплообменник ДЭ и 20% расчетной потребности помещения в тепле будет обеспечиваться теплом горячей воды в теплообменнике ДЭ. При этом необходимо отмстить, что в рассматриваемом здании выполняются требования по повышению термического сопротивления наружных огра?кдений. как это. например, изложено в нормах [15].
В переходный период года компрессор 8 останавливается и работает только насос 5 первой ступени утилизации и утилизируемой теплоты вытяжного воздуха в теплообменнике 4 вполне достаточно для нагрева приточного наружного воздуха ££пн・ В теплый период года автоматический клапан 9 находится в пологкении работы холодильного компрессора 8 в режиме охлаждения приточного наружного воздуха 工 LnH в теплообменнике 77, который будет являться испарителем холодильной машины (знак — в нижней части на схеме на рис. 2.9 на теплообменнике ”). Теплообменник 10 в потоке вытяжного воздуха будет выполнять роль конденсатора (знак + в ни?кнсй части на схеме рис. 2.9 на теплообменнике 70).
Применение схемы местно-центральной СКВ с ДЭ и приточно-вытяжным агрегатом с двухступенчатой утилизацией теплоты вытяжного воздуха позволяет в четыре раза сократить годовой расход тепла по сравнении с традиционными СКВ.
Методика расчета установки утилизациис насосной циркуляцией
пр омежуточного теплоно сите л я- антифриза
Во всех видах зданий имеются вытяжные системы для удале- нин загазованного, отепленного и запыленного внутреннего воздуха. В атмосферу с выбрасываемым от вытяжных систем воздухом поступают вредности, которые загрязняют окружающую воздушную среду, чем наносят экологический вред и ухудшают среду обитания людей, животных, растений. Применительно к системам вентиляции и кондиционированию воздуха обязательным условием повышения их энергоэффективности является использование теплоты выбросного вытяжного воздуха на нагрев приточного наружного воздуха. Массовое применение установок утилизации позволит до 20 % сократить затраты топлива в энергетическом балансе страны. Одновременно решается и важная социальная задача ——отказ от повышения оплаты за тепло на системы отопления.
С 01.01.2002 г. в Москве при 100 %-ной оплате за отопление жильцы должны круглый год платить 5,4руб/м2 месяц. Улучшение жилищных условий приводит к тому, что семья из четырех человек занимает трехкомнатную квартиру общей площадью до 160 м2. Тогда за отопление этой квартиры каждый месяц будет вноситься плата: 160 х 5,4 = 864 руб/месяц. ?Кильцы с низким уровнем материальной обеспеченности за отопление платят 2.6руб/м2. В трехкомнатной квартире ежемесячная оплата за отопление составляет 416руб/месяц. Московские руководители утверждают, что это покрывает только 40 % действительных затрат. Применение утилизации позволит сократить потребление тепла на 60 % и не повышать оплату.
Современные яшлые дома оборудуются горизонтальными двухтрубными поквартирными системами отопления. Для повышения заинтересованности жильцов в экономии энергии на вводе горячей воды в квартиры устанавливаются счетчики расхода тепла. В последние годы реализованы мероприятия по значительному повышению термического сопротивления ограждающих строительных конструкций жилых и общественных зданий. Эти мероприятия позволили сократить трансмиссионные теплопотери в несколько Раз. В зданиях с повышенным термическим сопротивлением огра- ^дений доля трансмиссионных теплопотерь в общей нагрузке на системы отопления сократилась: в жилых домах до 20 %, в обще-
60 Гп. 2. Соврелгенные СКВ 即ifi административных з〃анл近 ствснных зданиях до 10 %. Основные расходы тепла в системах отопления связаны с нагревом наружного воздуха, поступающего в помещения зданий от естественного или механического притока. В новых домах применяются герметичные окна, что резко сократило поступление в помещения наружного воздуха от неорганизованной инфильтрации. Это привело к ухудшению работы естественных вытя;кных систем и ухудшению качества воздушной среды в помещениях (накоплению вредных выделений из современной отделки мебели и стен, газовых выделений от людей и др. вредностей, намоканию и разушению стен).
Для улучшения качества воздушной среды жильцы и обитатели общественных зданий прибегают к частым открытиям форточек и фрамуг в окнах. Неорганизованное поступление в помещение холодного наружного воздуха создает холодное дутье и ложится основной составляющей на расход тепла в системах отопления. В последнее время наметилась тенденция для вентиляции помещений применять у окон регулируемые приточные щелевые устройства. которые позволяют обитателям комнат влиять на поступление приточного нару/кного воздуха. Однако при этом нс решается главная энергетическая задача в зданиях ——снижение расходов тепла на их функционирование. Применение организованных приточных систем с включением в них аппаратов для утилизации теплоты выбросного вытяжного воздуха на нагрев приточного наружного является единственным энергетически, экономически и социально оправданным методом значительно (до 60-80 %) сокращения расхода тепла на отопление и вентиляцию помещений в зданиях различного назначения.
В этом плане весьма поучителен опыт европейских стран, в которых энергетический кризис 70-х годов, вызванный резким подорожанием укидного топлива и газа, дал толчок к созданию специализированных фирм по производству энергосберегающего оборудования. Это позволило за два года в этих странах на 50 % сократить затраты топлива на цели отопления и вентиляции зданий.
Для нашей страны перенесение опыта европейских стран по энергосберегающему оборудование не принес ожидаемого результата. Характерным является сооружение в Москве в 70-х годах гостиницы «Космос». Тендер на строительство выиграла французская фирма, которая строительные работы перепоручила югославским фирмам, как имеющим в Европе низкие расценки за выполнение подряда. Оборудование для систем вентиляции французами приобреталось от итальянских фирм, которые для экономии тепла
на нагрев приточного наружного воздуха установили в приточно- вь1Тя；кных агрегатах пластинчатые теплоутилизаторы. Опыт при- менения таких конструкций утилизаторов в климате Европы вм- авил их эффективное функционирование при температурах наруж- ного воздуха не ниже —5 ℃. Такой климат характерен для стран южной и средней части Европы, где температуры наружного воздуха ни?кс —5 ℃ наблюдается очень редко. Для обеспечения на- цеткной работы пластинчатых тсплоутилизаторов в европейских странах применяется электрический предподогрев наружного воздуха до —5 ℃, что требуется не более 10 % времени отопительного периода.
В нашем климате зимой температуры наружного воздуха наблюдается до 70% времени отопительного периода пи?ке —5 ℃, и применение электрического предподогрева становится весьма дорогим. С учетом 9Toго в гостинице «Космос» в проекте французской фирмы перед пластинчатыми утилизаторами установлены калориферы предподогрева. снаб/каемые горячей водой от ТЭЦ. По условиям предохранения от замерзания воды в трубках калориферов предподогрев приточного наруяшого воздуха горячей водой автоматически обеспечивается до температуры +5 ℃, ито резко снижает энергетическую и экономическую эф фективносгь режимов утилизации теплоты вытяжного воздуха, имеющего температуру не выше 24 ℃.
Этот пример показывает на невозможность переноса опыта стран Европы по снижению расхода тепла в системах отопления и вентиляции на условия климата России, где зимний период характеризуется длительными стояниями температур наружного воздуха ниже —10 ℃.
Под руководством автора главным специалистом «Моспросит 2» Кронфельдом Я. Г. в 1978г. был разработан первый в нашей стране проект утилизации теплоты вытялшого воздуха на нагрев приточного воздуха в СКВ нового здания Госстроя СССР (ныне это здание занимает Совет Федерации России). Отличительной особенностью этого проенга системы утилизации является расположение по сечению строительного канала забора паругкпого воздуха для всех систем вентиляции и СКВ в здании, общего теплоотдающего теплообменника, собранного из калориферов типа КСк производства Костромского калориферного завода. На техническом этаже расположено шесть вытяжных агрегатов, в которых в качестве теп- лоизвлекающих теплообменников также применены калориферы
Теп лоизвлекающис тепло обменники от общих коллекторов соединены для параллельного прохождения антифриза по их трубкам. Подающим и обратным трубопроводами тсплоизвлекающие теплообменники в вытяжных агрегатах соединены с расположенным в подвале здания общим гепл о отдающим теплообменником. Для циркуляции антифриза применены два насоса (один запасной). Длн компенсации температурных изменений анти巾риза установлен герметичный сосуд с гибкой мембраной.
Расчет системы утилизации и подбор поверхностей теплоизвлекающих и тенлоотдающих теплообменников проведен по методике автора, разработанной в 1974 г. и опубликованной в научных трудах института ЦПИИпромзданий и работах [2, 7]. Методика расчета основана на обобщении многолетних исследований воздухоохладителей различного конструктивного исполнения. Теплоизвлекающие теплообменники в установках утилизации работают в режимах глубокого охлаждения и осушения выбросного вытяя;- ного воздуха. Расчет режимов охлая-гдения и осушения воздуха в поверхностных воздухоохладителях связан со значительными трудностями. В режимах нагрева или охлаждения воздуха при постоянном влагосодержании коэффициенты теплопередачи определяется копструктивными особенностями теплообменников и гидродинамическими режимами протекания процессов, что определяется функциональной зависимостью
К = A(vp)nwm, Вт/(м2 • град). (2.23)
Свободный член А характеризует конструктивные особенности поверхностного тепло обменника. Массовая скорость воздуха (vp) в кг/(м2 - с), вычисляемая в фасадном или жилом сечении теплообменника, определяет гидродинамические режимы движения воздуха со стороны оребренных трубок, что учитывается степенным показателем п. Скорость воды в трубках тепло обменника w (м/с) со степенной зависимостью т определяет гидродинамические режимы движения жидкости по трубкам. В работе [7] показано, что скорость воды в трубках рационально принимать в реяшмах начала турбулентного течения жидкости в трубках.
В режимах нагрева приточного воздуха горячей водой с £屮= =70 ℃ начало турбулентного течения воды отвечает скоростям воды в трубках w = 0,12—0,14м/с. Показатель степени т примерно равен 0,11- 0,14 и дальнейшее повышения скорости воды не приводит к существенному росту коэффициентов теплопередачи,
но почти в квадратной степенной зависимости от увеличения ско- ости воды возрастает гидравлическое сопротивление теплообмен- Зика проходу воды. Поэтому по энергетическим соображениям целесообразно ограничивать скорость жидкости в трубках теплообменников границами начала развитого турбулентного течения [7].
Для режимов охлаждения при применении в качестве холодо- носителя воды с температурой 6—8 ℃ ее скорость целесообразно ограничить величинами 0,6 -0,7 м/с. При использовании в каче- стве холо доносите л я антифриза оптимальные значения скоростей жидкости в трубках 0,9 -1,1 м/с. В реакимах охлаждения и осу- шения воздуха функциональная зависимость вида (2.25) недостаточна, так как необходимо учитывать интенсивность режимов о сушки и охлая-кдения. В работе [1] проф. Карпис Е. Е. для расчета режимов охлаждения и осушения воздуха предложил частные формулы, справедливые только для определенной конструкции и числа рядов оребренных трубок в воздухоохладителях, а также интенсивности осушки воздуха. При практических расчетах для выбора рациональной поверхности в оздухо охладителя, как правило, приходится изменять глубину теплообменнина по числу рядов оребренных трубок. Поэтому нужно иметь опытные зависимости для ная?дого числа рядов.
В опытах в рся^имах охлаладения воздуха при посгояпном влагосодержании вынвлена практически одинаковая зависимость для коэффициентов теплопередачи вида (2.25) при числе рядов оребренных трубок от 3 до 12.
В технической литературе имеется многочисленный обобщающий материал для различных конструкций воздухонагревателей и воздухоохладителей для вычисления коэффициентов теплопередачи в режимах нагрева или охлаждения при постоянном влагосодержании по опытным формулам вида (2.25). Учитывая это, автор предлолшл расчет режимов охлаждения и осушения воздуха проводить по методу замены реального регкима охлаждения и осушения на условно «сухой» редким()хпа?кденин при постоянном влагосодержании и при одинаковых в обоих режимах перепадах энтальпий охлажденного воздуха, что выражается уравнением теплового баланса для процессов извлечения теплоты из удаляемого вытяжного воздуха:
Qry =厶у0у(/у1 — /у2)= Еу0у「р(*у1 — ^у2))кДж/ч. (2.26)
На рис. 2.10 представлено построение режима охлаждения и осушения удаляемого вытяжного воздуха Ly в теплоизвлекающем
теплообменнике установки утилизации. Ре?ким извлечения теплоты из удаляемого воздуха £у выбран на условия мансимально-
Рис. 2.10. Построение на I—d диаграмме рекомендуемого режима работы установки утилизации с промежуточным теплоносителем-антифризом в климате Москвы
части оребренной поверхности геплоизвлекаюшегоТеплообменника положительных температур. Для расчета проводится построение на диаграмме влажного воздуха и в качестве предельно низкой средней температуры оребренной поверхности тсплоотдаютсго те-
пя0обменника рекомендуется принимать температуру 力/ = 2 ℃. ре?ким охлаждения и осушения воздуха принято изо6ра，катв на диаграмме влажного воздуха прямой, соединяющей точку началь- ного состояния воздуха 土yi и 7yl в точке У】с точкой /, отвечающей средней температуре поверхности iy = 2 °C в пересечении с кривой 夕二 100%.
Конечные параметры охлажденного и осушенного воздуха находятся на прямой У}—/ при следующих условиях:
если нача.чьнан относительная влажность охлаячдаемого и осушаемого воздуха не более 40 %, то конечную относительную влажность воздуха принимают 88% и находят конечные параметры на пересечении прямой У}—/ с 92y2 = 88%;
если начальная относительная вла?кность более 40 % и до 70 %, рекомендуется П1)инимать 屮丫2 = 92%;
при начальной относительной влажности выше 70 % реки- мсндуегся 衿2 = 98 %.
По построению на I—d диаграмме получаем параметры ty2 и 1у2・ Реальный процесс охлаждения и осушения заменяем построением на /—d диаграмме условно «сухого» режима. Для этого из точки / проводим вертикальную линию d/ = const. Продолжаем линии постоянных энтальпий 7yl и ^-2 до пересечения с вертикальной d/ н в месте пересечения получаем точку У1 с температурой 4，] и точку У$ с температурой 力;？； которые при постоянном влаго с одержании df имеют одинаковый перепад энтальпий 7yi —/у2 с расчетным режимом охла?кдения и осушения, что отвечает уравнению (2.26). На рис. 2.10 условно «сухой» режим охла- /кдения показан штриховой линией.
Расчег режимов извлечения теплоты из удаляемого воздуха проводится по построенному условно сухому режиму охла?кдения. Теплотехническая эффективность этого режима оценивается показателем
恤⑵27)
В работах [2, 7] приведены аналитические и графические за- внсимости для показателя ^Jy в зависимости от двух критериев:
Первый критерий ——число единиц переноса явного тепла:
KF х 3,6,
М =-—一-.⑵ 28)
Lpcp丿
Коэффициент теплопередачи К, Вт/(м2 • град), вычисляется по опытным формулам вида (2.25), которые приведены в литературе для различных конструкций воздухоохладителей [1, 2, 7, 8]. Расход охлаждаемого воздуха £, м3/ч, его массовая плотность р, кг/м3, и теплоемкость ср 二 1 кДж/(кг-град) заданы. Величина 3,6 является переводом Вт в кД?к/кг. Обычно искомой является требуемая поверхность тепло обменника F, м2.
Второй критерий — отношение теплоемкостей потоков теплообмена:
加=女包⑵29) &аф • Саф
Расход антифриза Gam#】/% в установке утилизации выбирается из условия, что температурный перепад △力аф = ^аф1 —力аф2 рекомендуется принимать до 8 ℃ и вычисляется по формуле
Qry 义 3,6△力афСафQry 义 3,6△力афСафкг/叮.кг/叮.(2.30)(2.30)
Qry 义 3,6△力афСаф
Qry 义 3,6△力афСаф
кг/叮.
кг/叮.
(2.30)
(2.30)
Теплоемкость антифриза са(ь, кДж/(кг • град)} зависит от его концентрации и температуры. Для широко применяемых незамерзающих лшдностей типа гликоля при концентрации 30% и температуре до 力аф2 = —4℃ мо/кно принять саф = 3,6кДж/(кг• град).
Для расчетов обычно бывают заданы величины: коэффициент эффективности 仔у, который рекомендуется принимать не более 0,74: показатель W. По графику на рис. 2.11 находится требуемая величина показателя М, который рекомендуется принимать не более 1.8. По опытным формулам вида (2.25) при выбранных
величинах (vp), которые в фасадном сечении тепло обменника рекомендуется принимать не более 2,5кг/(м2-град), и скорости ан
тифриза в пределах w^ = 0,9—1,2 м/с, вычисляем коэффициент теплопередачи К, Вт/(м2- град). Из преобразованного выражения
плообменника:плообменника:__ MLyPyCp ~ К х 3.6__ MLyPyCp ~ К х 3.6м2.м2.(2.31)(2.31)для показателя М по (2.28) находится требуемая поверхность те
плообменника:
плообменника:
__ MLyPyCp ~ К х 3.6
__ MLyPyCp ~ К х 3.6
м2.
м2.
(2.31)
(2.31)
Рис. 2.11. Графическая зависимость показателя теплотехнической эффективности поверхностных теплообменников при пр отивот очном движении воздуха и Жидкости
Для получения рациональных аэродинамических сопротивлений теплоизвлекаюший теплообменник рекомендуется принимать не более 8 рядов по глубине с шагом пластин оребрения не менее 2,8 мм. Расход теплоносителя-антифриза Ga巾 и его температура выбираются при просктировании установки утилизации, что по- зволяет находить решения, обеспечивающие надежную работу и энергетически рациональную затрату электроэнергии, потребляемой для фуннционирования ос аппаратов. Решающим фактором для обеспечения надежной работы установки утилизации при низких отрицательных температурах расчетных условий холодного периода большинства климатических районов России является отсутствие обмерзания теплоизвлекающих тепло обменников.
Для выполнения условия отсутствия обмерзания на поверхности теплоизвлекающего тепло обменника разработан И. Кокори- ным [8] алгоритм управления установкой утилизации с промежуточным теплоносителем-антифризом.
По результатам лабораторных и многолетних натурных испытаний предлоя^ено контролировать датчиком минимально допустимую температуру охлажденного антифриза ^аф2(мин) — —б°С. При сни?кении температуры наружного воздуха ниже 力н = —20℃ по параметрам Б в холодный период года в Москве в тепло отдающем теплообменнике увеличивается отдача тепла к холодному приточному наружному воздуху и снижается температура антифриза. В климате Москвы по данным климатологии зимой температура наружного воздуха может понижаться до tn = —42℃. При натурных испытаниях установок утилизации наблюдалось понижение температур наружного воздуха до —34℃. В условиях крайне низких температур наружного воздуха в теп л о о гда ющем теплообменнике происходит большой отвод теплоты от проходящего по его трубкам антифриза и его конечная температура 力аф2 снижается. В испытаниях в административном здании в Москве установлено, что при снижении температуры антифриза 力аф2 ниже —7 ℃, с которой антифриз поступает в теплоизвлекающий теплообменник, наблюдалось образование инея и наледей на оребренной поверхности тепло обменников. При появлении наледей в испытаниях [8] изменялась настройка датчика на повышение контролируемого значение температуры 力аф2・
Установлено, что надежная работа теплоизвлекаюших теплообменников в установке утилизации теплоты вытяжного воздуха в административном здании без замерзания конденсирующейся влаги из выгя?кного воздуха возможна при условии автоматиче-
г0 контроля температуры охлажденного в тепло отдающем тс- лообменнике промежуточного теплоносителя-антифриза на уровне ,〉—6 ℃. 11а выполнение этих условий в схеме на рис. 2.7
г^едназначсна работа автоматического клапана 绍,который при снижении температуры 力^中2 ДО —6 ℃ обеспечивает подмешивание отепленного антифриза с температурой /<аф1- В теплоизвлекающий теплообменник 18 от работы насоса 22 всегда должен поступать теплоноситель-антифриз с гемпсратурой /аф2 выше —5 ℃, независимо ог температуры наружного воздуха.
Вычисленное по (2.26) количество извлеченного из выбросного воздуха теплоты QT.y позволяет вычислить температуру воздуха по- сле тепло отдающего теплообменника (процесс Н1-Н2 на рис. 2.10)：
(2.32)(2.32)电二4'(小一空］+ %「C.
(2.32)
(2.32)
厶 п.нОп.нСр
Полученное значение температуры нагрева "2 утилизируемым теплом приточного наружного воздуха Ln.H должно быть не мс- нее. чем на б 8 градусов ниже температуры %v2・ Если в расчетах получается меньший перепад: ty2 — %2 < 6—g градусов, то рекомендуется увеличить температуру ^ > 2 ℃ и провести повторный расчет.
Теплотсхническая эффективность ре;кима нагрева приточного наружного воздуха в тепло отдающем теплообменнике оценивается показателем
仇口.Н = 丁2 二丁. ⑵33)
Рекомендуется принимать показатель не более ^п.н < 0.74.
Я. Г. Кронфельд использовал методику автора при расчете и проектировании систем утилизации во многих зданиях. Так, например, в 90-х годах в Москве была построена гостиница «Гранд- Отель». Все установки утилизации, запросктироваппые им, работают надежно и эффективно.
Необходимо отметить, что после трехлетиих испытаний первой в нашей стране установки утилизации в здании Госстроя СССР (геперь здание Совета Федерации) ведущий институт ГПИ «Сан- техпроект». сотрудники которого принимали участие в испытаниях, принял решение создать свою методику расчета, которая была широко распространена в справочной литературе. Проектные организации по всей стране использовали эту методику при
70 Гп. 2. Современные СКВ для адиинлстратлвных з/(аш1 应 разработке проектов утилизации. По результатам натурной проверки, осуществленной по методике ШИ «Сантехпроект» ) проектов систем утилизации, выявлена непаде?кная их работа при низких температурах наружного воздуха. Сконденсированная на оребренной поверхности теплоизвлекающего теплообменника влага обильно замерзала, и образовавшийся лсд препятствовал проходу вытяжного воздуха, что нарушало воздушный реяшм в зданиях.
Проведенный нами анализ разработанной ГПИ «Сантехпроект» методики показал, что в ней заложена ошибочная исходная предпосылка ——первоначально задаваться высокой теплотехнической эффективностью теплоизвлекающего теплообменника, при которой расчетная температура охлажденного вытяжного воздуха имеет от- рицательную температуру. В условиях отрицательных температур охлажденного воздуха неизбелшо замерзание выпадающего конденсата.
Для устранения обмерзания воздухе охладителей, установленных в холодильных камерах, в холодильной технике применяются специальные электр она гр ева тели, от периодической работы которых происходит периодическая оттайка поверхности теплообменников. В установках утилизации с промежуточным теплоносителем в методике ГПИ «Сантехпроект» предположено проводить оттайку от льда методом периодического пропуска антифриза по обводному трубопроводу, минуя тепло отдающие теплообменники в приточных агрегатах. Учитывая невысокую температуру антифриза 硕1, нагретого вьггя/кным воздухом с температурой не выше 24 °C, предло?кенные режимы оттайки оказались мало эффективными. Это приводило из-за сильного обмерзания теплоизвлекающих теплообменников к остановке вытяжных систем на длительный срок.
Многочисленные неудачные решения установок утилизации, запроектированных по методике ГПИ «Санпроект», привели к тому, что сам головной институт отказался в середине 90-х годов от их применения в проектах. Отсутствие надежных систем утилизации в приточно-вытягкных системах приводит к значительному (до 50%) перерасходу теплоты на нагрев приточного наругкного воздуха.
Предложенная автором методика принципиально отличается тем, что теплотехническая эффективность теплоизвлекающего те-
пообменника выбирается для условий отсутствия отрицательных емператур как на поверхности теплообменника, таи и у охлажден- ；ого выбросного воздуха. Эти условия при разработке проекта л работе установок утилизации должны обеспечиваться при лю- 6bix наблюдаемых отрицательных температурах наружного воз- уха. Еще раз можно подчеркнуть, что все запроектированные по методике автора установки утилизации надежно работают и есть уже 20-летний опыт успешного энергетического и эффективного ^х применения в здании Совета Федерации в Москве (с 1983 г. по настоящее время).
Глубокая утилизация теплоты вытяжного воздуха достигается в схеме двухступенчатой утилизации, как это рассмотрено выше п0 схеме на рис. 2.9. Энергетическая целесообразность применения двухступенчатой утилизации подробно рассмотрена в работе [8] и подтвер?кдсна на реальных объектах при строительстве индивидуальных домов в Московской области.
Экономическая и энергетическая эффективность и сокращение сроков окупаемости достигаются при круглогодовом ре?киме использования теплообменника установки утилизации в приточном агрегате: зимой ——для нагрева приточного нару?кного воздуха; летом ——для косвенного испарительного охлг)ждения приточного наружного воздуха.
На рис. 2.12 приведена принципиальная схема круглогодового использование установки утилизации для кондиционирования приточного наружного воздуха с применением открытой градирни, выпускаемой отечественными фирмами [8]. В холодный период года вентили 9 на трубопроводах 3 открыты, а вентили 10 закрыты. Насос 4 работает и обеспечивает циркуляцию антифриза между тепло отдающим теплообменником 1 в приточном агрегате и теплоизвлекающим теплообменником 2 в вытяжном агрегате. Насос 13 и вентилятор градирни П не работают. Циркулирующий от работы насоса / антифриз G^ нагревается в теплообменнике 2 до температуры ^*1 и охлая'гдается до температуры 匕少2 в тепло обменнике 7, отдавая теплоту вытяли<ого воздуха на нагрев приточного наружного воздуха от температуры ^п.н1 口。力п.н2・ В теплый период года при возрастании температуры нарулшого воздуха до /,п = 22 ℃ включается в работу насос 13 и вентилятор градирни 11. В контуре установки утилизации на трубопроводах 3 вентили 9 закрыты, а вентили 10 открыты. По трубопроводам 12 Циркулирует от работы насоса 13 вода Gw, которая охла?кдается ит ее испарения в орошаемом слое градирни 11 от температуры
Рис. 2.12. Принципиальная схема установки утилизации круглогодовой работы с применением открытой градирни: 1 ——теплообменник в приточном агрегате; 2 — теплообменник в вытяжном агрегате; 3 — трубопроводы циркуляции антифриза; 4 ——насос циркуляции антифриза; 5 ——автоматический клапан; 6 —— расширительный герметичный бак; 7——воздуховыпускной вентиль; 8——заправочный вентиль; Р, 10——запорные вентили; 11 ——градирня; 12 ——трубопроводы циркуляции воды; 13—— насос циркуляции воды: Ц — теплообменник для охлаждения через разделительные стенки антифриза водойРис. 2.12. Принципиальная схема установки утилизации круглогодовой работы с применением открытой градирни: 1 ——теплообменник в приточном агрегате; 2 — теплообменник в вытяжном агрегате; 3 — трубопроводы циркуляции антифриза; 4 ——насос циркуляции антифриза; 5 ——автоматический клапан; 6 —— расширительный герметичный бак; 7——воздуховыпускной вентиль; 8——заправочный вентиль; Р, 10——запорные вентили; 11 ——градирня; 12 ——трубопроводы циркуляции воды; 13—— насос циркуляции воды: Ц — теплообменник для охлаждения через разделительные стенки антифриза водойРис. 2.13. Принятое распределение температур по поверхностиРис. 2.13. Принятое распределение температур по поверхности
Рис. 2.12. Принципиальная схема установки утилизации круглогодовой работы с применением открытой градирни: 1 ——теплообменник в приточном агрегате; 2 — теплообменник в вытяжном агрегате; 3 — трубопроводы циркуляции антифриза; 4 ——насос циркуляции антифриза; 5 ——автоматический клапан; 6 —— расширительный герметичный бак; 7——воздуховыпускной вентиль; 8——заправочный вентиль; Р, 10——запорные вентили; 11 ——градирня; 12 ——трубопроводы циркуляции воды; 13—— насос циркуляции воды: Ц — теплообменник для охлаждения через разделительные стенки антифриза водой
Рис. 2.12. Принципиальная схема установки утилизации круглогодовой работы с применением открытой градирни: 1 ——теплообменник в приточном агрегате; 2 — теплообменник в вытяжном агрегате; 3 — трубопроводы циркуляции антифриза; 4 ——насос циркуляции антифриза; 5 ——автоматический клапан; 6 —— расширительный герметичный бак; 7——воздуховыпускной вентиль; 8——заправочный вентиль; Р, 10——запорные вентили; 11 ——градирня; 12 ——трубопроводы циркуляции воды; 13—— насос циркуляции воды: Ц — теплообменник для охлаждения через разделительные стенки антифриза водой
Рис. 2.13. Принятое распределение температур по поверхности
Рис. 2.13. Принятое распределение температур по поверхности
tW2 ДО температуры twi， От работы насоса 4 отепленный в трубках теплообменника 1 антифриз с температурой 力@ф2 поступает в
каналы пластинчатого теплообменника ?/)в котором по другую стенку каналов в пластинах or работы насоса 13 проходит охлажденная испарением вода с начальной температурой %必1・ Через стенки каналов пластинчатого тепло обменника 7/ теплота от антифриза передастся к воде, которая повышает температуру до 九2 и, тем самым, охлаждает антифриз до температуры 力аф1・
На рис. 2.13 показан характер распределения температур взаи- ,^действующих в релшме косвенного испарительного охлаждения
обмена 凡бм в peHxinvie косвенного испарительного охлаждения приточного наруткного воздуха в Установке круглогодовой утилизации по схеме на рис. 2,12 в расчетных условиях теплого периода года в Москве
воздуха, антифриза и воды. В градирне в потоке наружного воздуха с начальной температурой по мокрому термометру £нм1 = 18,5℃, от испарения циркулирующая вода охлаждается до температуры twi = 19}7℃, что оценивается показатель эффективности вида:
с九 2 —几121,5 — 19.7
= 77-=彳7一
九2 ■-力нМ1 21心-18,5
Достигаемое значение эффективности испарительного охлаждения воды в градирне принимается по данным из каталогов фирм- изготовителей. В работе [8] приведены технические характеристики для отечественных конструкций градирен типа «Росинка» производства «Техэнопром», в которых достигается эффективность ew = 0,7.
В качестве пластинчатых теплообменников рекомендуется применять продукцию фирмы «Аль фа-Л аваль Россия», имеющую завод в Московской области. Высокое качество и высокие теплотехнические показатели пластинчатых теплообменников этой фирмы обеспечили их широкое применение в нашей стране. Расчет теплотехнической эффективности мояшо проводить по показателю
._ ^аф2 —力aq〉i _ 22,5 — 20 _
=力аф2 一加1 = 22,5 - 19,7 = ' •
Такой высокий коэффициент эффективности достигается благодаря высоким коэффициентом теплоотдачи &аф = 6000 Вт/(м2- град) со стороны дви?кения по каналам антифриза. Со стороны движения воды коэффициенты теплоотдачи будут еще больше. Для нахождения поверхности пластин при заданных показателях 0方аф—w и【%中.w можно использовать график на рис. 2.11. В вырая?е- нии для показателя М вместо коэффициента теплопередачи К необходимо использовать коэффициент теплоотдачи &аф・ Теплообменник установки утилизации в приточном агрегате выбирается для режима нагрева приточного воздуха утилизируемым теплом. Обычно показатель 仇^.н имеет значение нс менее 0,65 -0.7. В принятых на рис. 2.12 режимах косвенного испарителя охлаждения приточного воздуха показатель эффективности вычисляется по выражению
j h ==28,5 - 23：5 =
糸一厶中1 28,5 - 20
чт0 меньше обычно принимаемых величин ^п.н в установках утилизации теплоты вытяячного воздуха. В режимах по рис. 2.13 до- стигастся понижение температуры приточного наружного воздуха д0 力к.” = 23,5℃. Благодаря предварительному охлаждению при- точного воздуха в комфортных СКВ можно понизить проектную мощность холодильных машин до 40%. Достигаемое снил^ение стоимости холодильных машин будет близко к стоимости оборудования установки утилизации.
• В гл. 4 будет показано, что применение режима косвенного испарительного охлаждения в СКВ на текстильных комбинатах позволяет полностью отказаться от использования холодильных машин и увеличить энергстический показатель СКВ в три-четыре раза по сравнению с традиционными решениями СКВ.
Очень важно наличие в СКВ ступени косвенного испарительного охлаждения в летние дни. когда температура наружного воздуха % превосходит расчетные параметры Б [18]. Так например, в Москве последние годы до двух летних недель имеет место повышение температур наружного воздуха до 力口 = 33—36℃} что выше расчетного значения 力н = 28,5℃, для которой выбирается мощность холодильной станции СКВ. Метод косвенного испарительного охлаждения позволяет получать в климате Москвы температуру 力кн ~ 23,5 ℃ примерно одинаковой величины при воз- р о ста нии %н > 28,5 ℃ [7.8]. Это позволяет в периоды высоких температур ^п, не увеличивая мощность холодильной установки СКВ, получать комфортные % в обслуживаемых помещениях.
Глава 3
СОВРЕМЕННЫЕ СИСТЕМЫКОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХАВ ОБЩЕСТВЕННЫХ ЗДАНИЯХ
СКВ в классных комнатах школ
Принципиальные схемы СКВ пре?кде всего определяются назначением и строительно-архитектурными решениями общественного здания. Так, например, в школьных зданиях традиционно применяется центральная приточная система вентиляций, совмещенная с воздушным отоплением. Имеются многочисленные яш- лобы на плохой воздушный климат, создаваемый в классных комнатах от работы традиционной центральной системы воздушного отопления и вентиляции, хотя на ее круглогодовое функционирование затрачивается значительное количество тепла и электроэнергии.
Автором проведен анализ и расчеты систем для школьных зданий и показано, что наиболее энергетически эффективной и созда- юхцей наибольший комфорт для учащихся и учителей обеспечивается в местно-центральной СКВ с установкой под окнами в классной комнате ДЗ、от которых приточный воздух поступает в зону учащихся, как это показано на схеме рис. 2.4. В традиционной центральной системе ОВ в школьном здании приточный агрегат располагается в подвальном помещении. В школе на 22 класса в здании высотой четыре зта?ка по подвалу ог приточного воздуховода проходят коллекторные воздуховоды, имеющие десять вср- ти1ш чьных стояков. Производительность стояков по приточному наружному воздуху от 2565 до 520 м3/ч. В зависимости ог размера и назначения обслуживаемых помещений по высоте этажей ио стояку проходит различный расход приточного воздуха. Общая производитсльность по приточному воздуху центрального кондиционера составляет 19120 м3/ч. На группу стояков с одинаковой ориентацией по сторонам света обслуживаемых помещений прини-
дРТСЯ общий зональный воздухонагреватель. В классных комна- тах от общего стояка отходят два вертикальных ответвления, и на н*х на высоте от пола 2,6 м монтируются воздухораспределители соплового типа ВСП-400У с резиновыми регулировочными заглуш- камм・
В рся^имс воздушного отопления и вентиляции классных помещений приточный воздух подается под потолком. Приточная струя захватывает испарения, тепловыделения и вредные газы, выде- ляемыс учениками и поднимающиеся тепловыми конвехстивными струями под потолок, и частично возвращает вредности в зону оби- та£пн людей, что значительно ухудшает санитарно-гигиенические качества воздуха в рабочей зоне помещения. Вторым серьезным недостатком традиционной центральной системы является невозможность осуществления регулирования теплового режима в каждом помещении. Третьим недостатком традиционным системы является отсутствие организованной вытяжки отепленного и загазованного воздуха из классных комнат. Разработчики традиционной системы воздушного отопления и вентиляции классных комнат в школе полагали, что применяемые прелюде оконные рамы имели подо статочную герметичность. Через отверстия в окнах избыток воздуха в помещениях удаляется наружу и препятствует инфильтрации холодного наружного воздуха, что обеспечивало снижение нагрузок па отопление помещений.
За последние годы в новых строительных нормах [15,20] значительно повышены требования к увеличению термического сопротивления ограждающих конструкций и герметичности окон. При выполнении этих требований в новых зданиях отмечается bi>i- сокая герметичность помещений, что требует обязательного применения механических приточно-вытяжных систем. Поэтому в традиционной системе центрального притока необходимо дополнительно устроить организованную вытя?кку из помещений.
Предлагаемое нами новое решение СКВ для классных комнат школьных зданий обеспечивает приток санитарной нормы приточного нару?кного воздуха в зону обитания людей, а организованную нытя?кку осуществлять под потолком. В целях значительного сни- я^ения расходов тепла на подогрев приточного наружного воздуха предлагается обязательное применение установки утилизации теплоты вытяжного воздуха на нагрев приточного нару?кного воздуха.
В классной комнате площадью 37 м2 находится 25 учеников и учитель. Площадь нару?кных ограждений класса составляет 49 м2.
Примем нормируемое приведенное термическое сопротивление ограждений 2,0 м2 • град/Вт и вычислим трансмиссионные теплопо- тери:
°—汕Л— 49(20 + 26)
Зт.пот.тр —— р——~=112/ £)Т.
Явные тепловыделения от учеников и учителя составляют
Qt-ВЫД.Л =25 х 80 + 1 х 105 = 2105 Вт.
Проведенный расчет показывает, что даже при расчетной температуре наружного воздуха в климате Москвы % = -26 ℃ [18] при проведении занятий в заполненном классе имеют место значительные превышения тепловыделений от людей по сравнению с трансмиссионными теплопотерями. Это требует охлаждения классных комнат:
Qx.ac.nH = Qt-выц.л — ^т.пот.тр = 2105 — 1127 = 978 Вт.
По санитарным нормам [21] в класс необходимо подавать приточного наружного воздуха на одного человека 16м3/ч и при нахождении в классе 25 человек получим
Д1H = 16 х 26 = 416 м3/ч.
Предлагаемая подала саннормы приточного наружного воздуха через ДЭ, у ста нов ленные под окнами, позволяет иметь комфортное воздухораспрсделенис при температуре приточного воздуха in = =17℃ [18]. Выше было показано, что благодаря эя?екции внутреннего воздуха через тепло обменник ДЭ температура первичного наруяшого приточного воздуха может быть inH = 8,6℃. В классной комнате при насыщенном нахождении людей показатель эффективности воздухораспрсдсления можно принять К^ = 2,4- Тогда по формуле (1.13) получим
0 = 2,4(20 - 17) + 17 = 24.2℃.
Воспринимаемые приточным наружным воздухом, который удаляется вытяжными системами под потолком, количество теплоиз- бытков составит
Qxm = 416 х 1,23 х 1 х 24匕 8,6 = ^ Вт
3,6
расчет показывает, что холода приточного нару?кного воздуха аЧИТсльно больше, чем требуется в пасмурный день зимой для ^держания в рабочей зоне классной комнаты комфортной темпе- ^атур垃力в = 20°С. Излишек холода наружного приточного воздуха воспринимается подогретым эжектирусмым воздухом в теплооб- меннике ДЭ. куда зимой подастся отепленная вода с начальной температурой 40 ℃. Вычислим требуемую температуру притока 晶 поступления в помещение от ДЭ в условиях подачи первичного воздуха с температурой ^пн 二 8,6℃:
,.,(Qx.iih — Qx.ac.nH)义 3,6 о( х
%П = % + T_I) £пн(1 + 衣3)X /Эп X Ср
для рассматриваемого режима в классной комнате получим:
= 22.4℃.= 22.4℃.(2217 - 978)x 3,6
= 22.4℃.
= 22.4℃.
11 ~410(1 + 2,8) х 1,2 х 1
Расчет показывает незначительный перегрев приточного воздуха в теплообменниках ДЭ. В классной комнате под окнами установим два ДЭ.1.6.240. Через каждый ДЭ расход первичного воздуха долл^ен быть
/ Lrh 416з /
Znn ==• = 208 м /ч.
m 2
Тепловая производительность в расчетных условиях зимой при 力 н = —26 ℃ тепло обменника одного ДЭ должна быть
Qx-пн ~ Qx.ac.iiH 2217 — 978 口
^дэ =2=2= 620 В
Принимаем начальную температуру горячей воды, подаваемой к теплообменнику ДЭ,九「1 = 40°С и iB = 20℃. Тогда требуемая величина удельной тепловой производительности будет
620
"т ой = 31 Вт/град.
— ZU
По графику на рис. 4.11 на с. 132 [8] при ZI1H = 207 м3/ч и Ат = =31 Вт/град требуется при twri = 40 ℃ расход горячей воды через теплообменник ДЭ Gwr = 40 кг/ч.Обратная температура воды будет
,, ^дэ х 3,6690 х 3,6 _
力w°6 二 土wr】一以= 40 — 40 义 4,2 - 26,7 С.
Расчет показывает, что даже в расчетных условиях холодного периода года система отопления на базе ДЭ может получить теплоту из обратной теплосети или на повышенном перепаде горячей воды, по сравнению с традиционным графиком теплоснаб?кения от ТЭЦ [17]. При /п = —26 ℃ в климате Москвы расчетный перепад теплоснабжения от ТЭЦ по графину составляет 130 — 70 = 60 ℃, что для одного теп л о обменника ДЭ потребует расхода из сети горячей воды
620 х 3,6 с “，
=而心=9.86 нг/ч.
Благодаря применению высокоэффективного теплообменника в ДЭ расход горячей воды от ТЭЦ на один ДЭ может быть сокращен:
620 х 3,6,
(Zwr-ТЭЦ.ЛЭ(Zwr-ТЭЦ.ЛЭ血F х 4.2 = 5,3 кг/ч
(Zwr-ТЭЦ.ЛЭ
(Zwr-ТЭЦ.ЛЭ
или в %-ном сокращении расхода воды составит:
Расчет показывает, что при закрытой схеме теплоснабжения применение в системе отопления ДЭ позволяет сократить расход тепла от ТЭЦ на 40%.
Вторым энергосберегающим мероприятием в СКВ школьного здания предлагается применить установку утилизации теплоты вытяжного воздуха на нагрев приточного нарултного с насосной циркуляцией антифриза. В чердачном помещении необходимо рас- полояшть несколько вытяжных систем: из классных комнат; из туалетов; из кухни. Во всех вытяяшых агрегатах должны быть установлены по ходу воздуха： фильтры грубой очистки; теплоизвлекающий теплообменник с поддоном и сепаратором; вытяжной вентилятор. Все тсплоизвлекающие теплообменники в вытяжных агрегатах связывают параллельно трубопроводами для насосной циркуляции антифриза через них и тепло отдающий теплообменник в приточном агрегате. Благодаря применению установки утилизации за год функционирования приточно-вытяжных систем достигается значительная (до 60%) экономия тепла па нагрев приточного наружного воздуха. Количество сэкономленного за год работы систем утилизации тепла вычисляется по формуле [8]
EQtLQE^ 贵，甯EQtLQE^ 贵，甯(3.2)(3.2)
EQtLQE^ 贵，甯
EQtLQE^ 贵，甯
(3.2)
(3.2)
汀 расчетов по формуле (3.2) необходимо знать числовое значе- ^証 удельного показателя достигаемого спи/кения расхода теплоты на нагрев 1 м3/ч приточного наружного воздуха £%.” вычисля-
(ого по методике в работе [8]. Для Москвы и температуре уда- :аемог。воздуха 力夕]=25 ℃, эффективности установки утилиза- ；ци бт.у = 0,36 величина удельного показателя составит £ QT.y = 匚 22 (кВт • ч/год)(м^н/ч). Время работы установки твок = 12 ч в сутки. Тогда по формуле (3.2) получим
£ ® у = 20000 х 22— = 220000 кВт • ч/год.
При стоимости 1 кВт • ч тепла 0.3 руб достигается следующая готовая экономия в оплате за тепло:
£ а.у =220000 х 0,3 = 66000 руб/год.
Дополнительная экономия в оплате за тепло будет достигнута благодаря снижения на 40% расхода горячей воды от ТЭЦ. Окупаемость сооружения установки утилизации достигается так тке снижением капитальных затрат на тепловые сети и тепловой пункт, что может быть оценено в 1600 руб/кВт- ч в расчетном отопительном режиме.
Учитывая, что школьные здания находятся на местном бюд- я；ете, достигаемая экономия в оплате за тепло позволит профинансировать реконструкцию систем отопления и вентиляции в других школьных зданий по изложенной выше энергосберегающей технологии функционированием систем отопления и вентиляции.
Система микроклиматапомещений плавательных бассейнов
Помещения плавагельных бассейнов используют, как правило круглый год. Температура воды в бассейне в холодный период года не должна опускаться ии?ке 25℃, а летом увеличиваться До 27℃. Температура воздуха поддерживается на 1—2℃ выше температуры воды при относительной влажности 50-60%.
Наличие открытой поверхности воды обусловливает поступление в воздух помещений большого количества водяных паров. Количество испаряющихся с поверхности ванны бассейна водяных
паров W (кг/ч) может быть вычислено по опытной формуле, полу^ ченной финскими специалистами применительно к особенностям функционирования плавательных бассейнов [13]:
тис =тис =4FOjnc(dw — ^в)4FOjnc(dw — ^в)10001000(3.3)(3.3)
тис =
тис =
4FOjnc(dw — ^в)
4FOjnc(dw — ^в)
1000
1000
(3.3)
(3.3)
где А ——опытный коэффициент, F ——площадь поверхности водяной ванны (м2). сгис ——коэффициент испарения (кг/(м2 • ч) на 1 кг влаги), dw, dp ——влагосодсржание соответственно насыщен- ного воздуха и воздуха в зоне нахождения людей (г/кг).
Опытный коэффициент А учитывает интенсификацию испарения с поверхности воды площадью F (из-за изменения условий протекания процессов испарения при наличии купающихся) по сравнению с испарением со спокойной поверхности воды. По данным финских специалистов, для оздоровительных плавательных бассейнов коэффициент А = 1,5 [13].
Площадь F поверхности спокойной глади воды в бассейне определяется размерами водяной ванны. Коэффициент испарения。呪 (кг/(м2 • ч) на 1 кг влаги) вычисляется по опытной формуле [13]:
(3.4)(3.4)сгис = 25 + 1%,
(3.4)
(3.4)
где V ——скорость движения воздуха (м/с).
Влагосодерл^ание насыщенного воздуха dw при температуре поверхности воды 力％, находят по I—d диаграмме или вычисляют по формулам [2]. Влагосодсржание воздуха du в зоне нахождения людей находят по I—d диаграмме при заданных параметрах воздуха ——температуре tB и относительной влажности Зв или вычисляется по формулам [2].
Скорость дви?кения воздуха о (м/с) над поверхностью воды зависит от схемы организации воздухообмена в помещении. По условиям теплового комфорта для обнаженных людей скорость воздуха в зоне их нахождения в бассейне не должна превышать 0.1 м/с.
Примем площадь водной поверхности бассейна F = 25 х 8 = =200м2, температуру воды летом 九=27℃ и параметры воздуха в зоне нахождения людей 力в = 28°С и 夕=60%. По формуле (3.4) вычисляем коэффициент испарения (кг/(м2 • ч) на 1 кг влаги)：
сгис = 25 + 19 • 0,1 = 26,9.
3 2 Система “пткроктшмата помещена龙 нсавательных бассейнов 83 На [—d диаграмме (рис. 3.1) находим dw = 23 г/кг (точка W) и « 匸 14,4r/кг (тонна В).
° По формуле (3.3) вычисляем количество испаряющейся влаги дрй использовании бассейна для оздоровительного плавания:
23 — 14 4
WKC = 1,5 х 200 х 26,9 х 血广-=69,4 нг/ч.
На испарение воды затрачивается количество теплоты, которое поступает из воздуха при наличии градиента температур (力в —力w) в сторону воды, а такя^е количество теплоты, отдаваемое горячей
丄 кДж/кг
dH=W г/кг&г/кг
Рис. 3.1. Построение на I—d диаграмме режима работы приточно-вытяяхной системы в расчетных условиях теплового периода года в климате Москвы: Н-В-У ——поглощение влаговыделений приточным воздухом по высоте помещения плавательного бассейна; Н-Н — нагрев приточного наружного воздуха в утренние и вечерние часы теплого периода года
водой в водо-водяном нагревателе. Горячая вода поступает при насосной циркуляции от источника тепло снабжения. Поток теплоты, затрачиваемой на испарение воды(2ИС (кДж/ч), вычисляют по формуле
Qhc =(3.4)
Скрытую теплоту парообразования г (кДж/кг) при темпера- туре воды 力w находят по формуле
г = 2500 -4,2 tw.(3.5)
Для рассматриваемого случая по формуле (3.5) получим
г = 2500 - 4,2 х 27 = 2387 кД?к/кг.
Тогда:
Qhc = 69,4 х 2387 = 165658 кДж/ч, или 165658/3,6 = 46016 Вт.
Если помещение плавательного бассейна имеет значительную площадь поверхности остекления в наружных ограждениях, то проникающая через него теплота солнечной радиации затрачива- стен на нагрев строительных конструкций и зеркала воды. Использование проникающей в помещение бассейна солнечной радиации в целях нагрева зеркала воды в плавгдтельной ванне позволяет сократить затраты теплоты от источника теплоснабжения, требуемые для поддержания температуры воды в ванне & = 27°С：
В холодный период года необходимо предотвратить повышенные тсплопотери через значительные поверхности остекления в наружных огра?кдениях. Для этой цели конструкция остекления доля^на иметь повышенное термическое сопротивление теплопередаче, обусловленной наличием градиента температур внутреннего £ц и наружного 力н.х воздуха, но сохранять способность пропускать в помещение теплоту солнечной радиации, которая будет способствовать поддержанию температуры поверхности воды в плавательной ванне на требуемом уровне 力、寸=25—27 °C.
На рис. 3.1 прсдставленно построение на I—d диаграмме расчетного режима работы системы микроклимата в помещении плавательного бассейна в теплый период года в климате Москвы. Для удаления из помещения испаряющихся водяных паров используется наружный воздух с параметрами [18]： % = 28,5℃, /н = 54кД?к/кг (точка Н). В зоне плавания поддерживаются пара- мет!)ы точки В： iB = 28°С и 死=60% при /в = 64кДж/кг.
В целях увеличения поглотительной способности приточного вытя/кного воздуха по восприятию влаговыделений рационально подавать приточный воздух с малыми скоростями нспосрсдственио в зону нахождения людей, а удалять воздух из верхней зоны под потолком помещения. Влажный воздух легче сухого. Поэтому в режиме поступления в зону нахождения людей приточного воздуха и поглощения испаряющихся водяных паров образуется более насыщенный влагой воздух, который будет подниматься под перекрытие. где влаго с одержание dy становится выше, чем da. Для нахождения влагосодержания dy (г/кг) удаляемого воздуха при
3 2 Система млкроюшмата помстенл应 т/авателвн&х бассейнов 83 расходе Ly можно использовг^ть преобразованную формулу (1.4):
"у ― "в + Kd(dj? — %),"у ― "в + Kd(dj? — %),(3.6)(3.6)
"у ― "в + Kd(dj? — %),
"у ― "в + Kd(dj? — %),
(3.6)
(3.6)
где dn, dn 一 влагосодержание соответственно внутреннего и приточного воздуха (г/кг).
Показатель Kd называется коэффициентом эффективности организации воздухообмена. Для рекомендуемой схемы притока воз- уха в зону нахо?кдсния людей и вытя?кки под потолком этот по- казатель моткет быть принят ргшным K<j — 1,6. Вычислим по формуле (3.6) возможное влаго с одержание удаляемого воздуха для рассматриваемого примера:
dy = 10 + 1,6(14,4 - 10) = 17 г/кг.
На I—d диаграмме (см. рис. 3.1) находим точку У с параметрами: dy = 17 г/кг, tB =力у = 28°C.
Согласно расчету для поглощения влаговыделений в помещениях плавательных бассейнов в зону нахоя;денин людей необходимо подавать следующее количество приточного наружного воздуха:
(3.7)(3.7)_ Wnc X 1000
(3.7)
(3.7)
Для рассматриваемого примера по формуле (3.7) получим:
8621 мЗ/ч.8621 мЗ/ч.г 69,4 х 1000
8621 мЗ/ч.
8621 мЗ/ч.
б 二 i；15 х (17 _ ю)
В СНиИ [18] указано, что в расчетные сутки геплого периода года температура наружного воздуха в климате Москвы снижается на 10,4 ℃ (топка Н). Следовательно, для сохранения комфортных условий воздушной среды приточный наружный воздух в утренние и вечерние часы летом необходимо подогревать. Для первоначального подогрева приточного наружного воздуха энергетически рационально использовать установку утилизации с насосной циркуляцией пр омежуточного теп лоно сите ля- антифриза. Во избежание конденсации водяных паров температура внутренней поверхности ограждений долита быть выше температуры точки росы удаляемого воздуха ^р.у, т. е. выше 22 ℃ (для построения, вьшолненного на рис. 3.1).
На рис. 3.2 представлено построение на /—d диаграмме расчет- ного режима работы системы микроклимата в холодный период
乩乩7, кДж/кг% = % = 'в = 26℃7, кДж/кг% = % = 'в = 26℃5 =5 =ввСм = ПСм = П//=8,2℃//=8,2℃% = 13,44 г/кг% = 13,44 г/кгПНГ"*ПНГ"*(р=50%(р=50%4 =10,8 г/кг I4м = 4 = 6,4 Г/кг 4 = 20,2 г/кг 仆=—26 0c4 =10,8 г/кг I4м = 4 = 6,4 Г/кг 4 = 20,2 г/кг 仆=—26 0c10,2℃」10,2℃」9=100%9=100%《 = 26 У /у1 = 60,5 кДж/кг = 18,6℃ кДж/кг I《 = 26 У /у1 = 60,5 кДж/кг = 18,6℃ кДж/кг IJ, г/кгJ, г/кг
乩
乩
7, кДж/кг
% = % = 'в = 26℃
7, кДж/кг
% = % = 'в = 26℃
5 =
5 =
в
в
См = П
См = П
//=8,2℃
//=8,2℃
% = 13,44 г/кг
% = 13,44 г/кг
ПН
Г"*
ПН
Г"*
(р=50%
(р=50%
4 =10,8 г/кг I
4м = 4 = 6,4 Г/кг 4 = 20,2 г/кг 仆=—26 0c
4 =10,8 г/кг I
4м = 4 = 6,4 Г/кг 4 = 20,2 г/кг 仆=—26 0c
10,2℃」
10,2℃」
9=100%
9=100%
《 = 26 У /у1 = 60,5 кДж/кг = 18,6℃ кДж/кг I
《 = 26 У /у1 = 60,5 кДж/кг = 18,6℃ кДж/кг I
J, г/кг
J, г/кг
% = 0,6 г/кг
Рис. 3.2. Построение на /—d диаграмме режима работы приточно-вытяткной системы в расчетных условиях теплового периода года в климате Москвы: Нх-Н2 — нагрев приточного наружного воздуха в установке утилизации; У-У — извлечение теплоты из выбросного вытяжного воздуха в установке утилизации; Н2-ПН — нагрев приточного наружного воздуха в калорифере; ПН-СМ-У — процесс смещения подогретого приточного наружного воздуха с частью вытяжного воздуха; СМ-В-У ——поглощение влаговыделений приточным воздухом по высоте помещения плавательного бассейна
года при параметрах Б [18]: iH.x = —26℃, &н.х = 0,6г/иг; температура воды iw = 25℃; dw = 20,2г/кг; температура воздуха 力в = 26 ℃, dB = 10,8 г/кг, относительная влажность 夕в = 50%.
Градиент влагосодержаний внутреннего и приточного воздуха в расчетных условиях холодного периода года значительно больше, чем в расчетных условиях для теплого периода года (см. рис. 3.1). Как следует из формулы (3.3), увеличение градиента влагосодержаний приведет к возрастанию количества воды, испаряющейся с водного зеркала ванны плавательного бассейна, что соответственно увеличит расход теплоты на подогрев пополняющей бассейн свеячей воды. В целях сохранения в холодный период года условий испарения воды близкими к режимам в летний период предлагается в холодный период года градиенты влагосодержаний оставить неизменными и равными их значениям при работе в летних режимах. Для выполнения этих условий следует в холодный пе-
3 2- Система лшкроклимата помещений плава тыльных бассейнов 87 р^од года достигать требуемого влагосодержания приточного воздуха путем смешения в приточном агрегате подогретого до тем- пературн ^п.н 二 26 °C наружного воздуха и рециркуляционного влая^ного воздуха из помещения.
Грздивнты влагосодсря?эний в рабочей зоне в теплый и холодный периоды года принимают одинаковыми и равными градиенту в теплый период года:
△dp.3 = 4 - 4 = 14,4 -Ю = 4,4 г/кг.
Таким образом, влагосодер;кание смеси приточного воздуха в холодный период года:
4м = de — Д^р.з = 10,8 - 4,4 = 6.4 г/кг.
Влагосодср?канис удаляемого воздуха вычисляем по формуле (3.6):
dy = 6,4 + 1,5(10,8 — 6,4) = 13,44 г/кг.
Из уравнения баланса смеси определяем расход приточного наружного воздуха в холодный период года:
0ydy — Осм 厶仙 _
Ец.Н.Х П Pydy — Рп.и^п.н
= 4811 м3/%= 4811 м3/%1,15 х 13,44-1,16 х 6,4
= 4811 м3/%
= 4811 м3/%
二 86211,15 x 13,44- 1,17 x 0^
где Ру、р1КН, 〃см — плотность соответственно удаляемого, приточ- ного наруяшого воздуха и смеси (кг/м3).
н・хн・хПолученное значение Ец.н.х необходимо проверить на соответствие санитарно-гигиеническим нормам по подаче в помещение приточного наружного воздуха. В плавательном бассейне для условий рассматриваемого примера одновременно находятся 40 чело- век. на одного человека необходим объемный расход воздуха
н・х
н・х
80 м3/ч, что отвечает минимальному расходу Еп.н(ммн) = 40 X 80 = 3200 м3/ч.
Таким образом, значение А.н.х больше Еп.н(ммн), 口工。указывает на соответствие санитарным нормам.
Для сн и ярения количества теплоты, расходуемой на подогрев приточного наружного воздуха, предлагается применить установку
утилизсщии теплоты выбрасываемого в атмосферу удаляемого воз. духа £у. Нагрев приточного наруяшого воздуха в установке утилизации отвечает следующему уравнению теплового баланса:
Qry = £ц.н.х0инСр (力 н2 — %н.х) — £у〃у(/у1 —厶2)・(3.8)
Методом подбора находим рациональное значение энтальпии ^2 удаляемого воздуха после генлообменника установки утилизации. Для рассматриваемого примера 1у2 = 30 кДя?/кг. По правой части уравнения (3.8) вычисляем количество утилизируемой теплоты：
QT.y = 4800 х 1,18(60,5 - 30) = 172752 кДж/ч.
Из преобразованной левой части уравнения (3.8) находим достигаемую температуру подогрева приточного наружного воздуха:
丄Qt.v ,172752с
"2 = 7" ; Ь "х =j ~ — 26 = 1,4 С.
^п.п.хРп.н^р4811 X 1,31 X 1
На рис. 3.2 режим извлечения теплоты из вытяжного воздуха показан штриховыми линиями. От температуры %н2 = 1,4℃ до in п = 26 ℃ приточной нсфу/кной воздух нагревается в калорифере, питаемом горячей водой. При повышении ^в до 60% система переходит на работу по прямоточной схеме.
На рис. 3.2 показано, что температура точки росы удаляемого воздуха в холодный период года равна tpy = 18,6 ℃. Во избе?кание конденсации влаги на внутренней поверхности ограждающих конструкций с помощью нагревательных приборов необходимо обеспечить поддержание температуры их поверхностей зимой на уровне нс менее 19 ℃. В 1)асчетных режимах теплого периода года температура точки росы удаляемого воздуха равна 22 ℃ (см. рис. 3.1). Чтобы предотвратить конденсацию влаги, температура внутренних поверхностей огра?кдений не должна опуска гься летом ниже 23℃. Проведенный анализ круглогодовых режимов работы систем микроклимата в помещениях плавательных бассейнов позволил разработать принципиальную схему представленную на рис. 3.3.
Воздуховодами 8 приточный агрегат 丿 соединяется с ламинарными воздухораспределителями 9. Из которых приточный воздух Ли поступает в зону нахождения людей со скоростью не более 0,2 м/с. Влажный воздух под потолком через вытяжной воздуховод 10 забирается в вытяжной агрегат 11. Воздушный агрегат 7 собирается из блоков, включепощих по ходу воздуха следующие
мСНть1： много створчатый воздушный клапан 2 для по ступ ле- 'н приточного наружного воздуха при переменном расходе 工口 н； Ноздушный фильтр 3; теплоотдающий теплообменник ' установки ^тилизации; калорифер второго подогрева 5; смесительную камера 6： приточный вентилятор 7. Внтяжной агрегат 7/ по ходу воз-
Рис. 3.3. Принципиальная схема системы микроклимата в помещении бассейна для плавания
духа включает следующие элементы: фильтр 3; вытя?кной вентилятор 72； воздушную камеру 13 с воздушным клапаном, соединенную воздуховодом // со смесительной камерой 6 приточного агрегата 丿；теплоизвлекающий теплообменник 15 установки уги- лизации; выбросной воздуховод 26 удаляемого в атмосферу воздуха Ly.
В помещении плавательного бассейна термостат 17 контролирует температуру воздуха /，в в зоне нахождения людей и через импульсную связь воздсйствуег на автоматический клапан 18 изменения расхода горячей воды через калорифер 5. Датчик 19 контролирует вла?кность воздуха 夕в в зоне нахождения людей и через
импульсную связь воздействует на моторный привод воздушных клапанов у воздушной камеры 13. При снижении относительной влажности воздуха до нижнего уровня 50% воздушные клапаны камеры 73 открыты для пропуска по соединительному воздуховоду 14 па рециркуляцию до 50% удаляемого воздуха, который смешивается с подогретым приточным наружным воздухом в на- мере 6 п!)иточного агрегата 1. При достижении верхнего уровне относительной влажности воздуха 60% в зоне нахождения людей датчик 19 подает команду на закрытие воздушных клапанов у воздушной камеры 13, после чего приточный агрегат 7 работает по прямоточной схеме. На схеме (рис. 3.3) не показаны нагревательные приборы, которые дол;кны поддерживать температуру на поверхности огра?кдений помещения плавательного бассейна вьгше температуры точки росы удаляемого влажного воздуха (см. рис. 3.1 и 3.2).
Приточные 1 и вытялшые 11 агрегаты удобно и экономично создавать на базе блоков центральных кондиционеров. В настоящее время только в Москве реализовано более двадцати проектов систем микроклимата плавательных бассейнов, выполненных по схеме на рис. 3.3. В качестве примеры высокоэффективной и экономичной работы системы микроклимата в плавательном бассейне можно привести Государственную детско-юношескую спортивную школу №7 (Москва, ул. Чоботовская, 6) [10]. Проект системы микроклимата в помещении этого плавательного бассейна разработан под руководством А. Л. Волкова *). По сравнению со схемой на рис. 3.3 под потолком помещения плавательного бассейна располагаются два приточных воздуховода, из которых на поверхность потолка в холодный период года подается нагретый воздух, что позволило избежать конденсации влаги на внутренней поверхности перекрытия. Монтаж и доводку до качественного состояния отечественного оборудования выполнила фирма «Вента» ), которая изготовила и нестандартное оборудование для систем микроклимата. Это обеспечило высокое качество внешнего вида и работоспособность систем. При наладке систем фирма «Вента» провела обучение персонала эксплуатационников, что позволило обеспечить высокое качество работы систем.
)Московский научно-исследовательский и проектный институт объектов культуры, отдыха, спорта и здравоохранения (МНИИП). Санитарно-технический отдел те л./фа нс (095) 251-37-11.
Системы кондиционирования воздухадля помещений искусственных катков
3.3.L Общие положения. Закрытые помещения с искусствсн- ннмл катками требуют применения СКВ, назначением которых яв^яегся： обеспечение отсутствия тумана у поверхности ледяной рНЬ1- отсутствия конденсата на строительных и ограждающих конструкциях помещений катков; обеспечение санитарно-гигиенических параметров воздушной среды в зонах помещения, где находятся люди. Исходя из этих трех основных задач рационально устройство трех по назначению СКВ: обслуживающих зону ле- дЯНой арены; обеспечивающих температуру внутренних поверхностей строительных и ограждающих конструкций зданий искусственного катка выше температуры точки росы окружающего внутренние поверхности воздуха, что предотвратит образование конденсации водяных паров из окружающего внутренние поверхности воздуха; создающих требуемые санитарно-гигиенические параметры воздуха в зонах нахождения людей.
Рассмотрим основные отличия формирования теплового режима в помещениях искусственных катков. Ледяная арена для проведения игр и тренировок по хоккею с шайбой имеет стандартные размеры 60 х 30 м с наличием закруглений у всех четырех углов ледяной арены. Расчетную поверхность льда можно принимать по размерам но длине и ширине арены, что для стандартного хоккейного поля составит 60 х 30 = 1800 м2. Искусственное ледяное поле создается путем заливки и намораживания льда на плите катка： в которой запощены змеевики для циркуляции холодоноситсля [22,26]. В зависимости от вида мероприятий, проводимых на ледяной арене, поддерживается различная температура льда [26]: для проведения игр по хоккею требуется жесткий лед, что обеспечивается при температуре поверхности льда от —6,5 до —5,5℃, и при температуре воздуха в зоне ледяной арены порядка 6—10℃; для фигурного катания температура поверхности льда от —4 до —3 °C при температуре воздуха в зоне ледяной арены 10—13 ℃; Для развлскатсльного катания температура льда от —3 до —2 ℃ при температуре воздуха до 15 ℃. Для катков спортивного скоростного катания температура поверхности льда требуется от —0,5 ДО -2°С (мягкий лед). Температура воздуха допускается до 15℃ [26].
СКВ для обслуживания ледяной арены проектируется па усло- вия поддержание рскомендуемой температуры воздуха в зоне на-
хо?кдения людей на ледяной арене. Тепловой режим в зоне нахождения людей на ледяной арене определяется тсплопритоками прежде всего обусловленными низкими температурами поверхности льда 力“，℃.
Конвективный приток тепла определяется по формуле
Qt.koh 二冗 X Окон (力вл —力л), Вт, (3.9) где Qkoh? Вт/(м2- град)——коэффициент конвективного потока теп- ла может быть вычислен по формуле, рекомендуемой в работе [26]：
«кон = 3,41 4- 3,5514，Вт/(м2 • град), (3.10) где % ——скорость воздуха над поверхностью льда (м/с).
В работе [26] скорость воздуха над поверхностью льда peiw- мсндуется ограничить 0,25 м/с. В формуле (3.10) нс учитывается градиент температур между воздухом 力в и температурой поверхности льда %. Это можно объяснить малым влиянием градиента температур при схеме конвективной передачи тепла к холодной горизонтальной поверхности по направлению сверху вниз. Примем рекомендуемое значение скорости воздуха над поверхностью льда % = 0,25 м/с, по формуле (3.10) вычислим
акон = 3,41 + 3,55 х 0,25 = 4,3, Вт/(м2 • град).
Принимаем ^вл = 10℃, и £“ 二一6°С, т.е. •△力=16℃.
Стандартная поверхность ледяного поля в помещениях со зрителями составляет 吊=60 х 30 = 1800 м2. Тогда но формуле (3.9) конвективный приток тепла от воздуха к поверхности льда составит
Qr.KOH = 1800 х 4,3(10 + 6) = 123840 Вт.
Второй составляющей притока тепла к поверхности льда является лучистое тепло； поступающее от ограждающих конструкций и поверхностей, имеющих более высокую температуру inOB по сравнению с температурой поверхности льда. В работе [22] представлена графическая зависимость удельных потоков лучистого теп- ла qpa〃 в зависимости от температуры льда 力口 и температуры поверхности %н0в, которая показана па рис. 3.4. Приток лучистого тепла от потолка к поверхности льда вычисляется по формуле
(З.И)(З.И)◊т.рад =弓 X ^рад X £отр, Вт.
(З.И)
(З.И)
Отргикатсльная способность поверхности потолка ^Отр зависит цвета поверхности. При окраске потолка алюминиевой крас- от血 0отр 二 0£・ Наибольшее отражение от поверхности потолка ^ад ледяным полем достигается толка изоляционными матами с фольги 00Tp = 0,1. НаибольшееОтргикатсльная способность поверхности потолка ^Отр зависит цвета поверхности. При окраске потолка алюминиевой крас- от血 0отр 二 0£・ Наибольшее отражение от поверхности потолка ^ад ледяным полем достигается толка изоляционными матами с фольги 00Tp = 0,1. Наибольшеепри покрытии поверхности по-при покрытии поверхности по-поверхностью из алюминиевойповерхностью из алюминиевойвлияние радиационные потеривлияние радиационные потериРис. 3.4. Теплопритоки удельные лучистого тепла к поверхности ледяного поля от окружающих поверхностейРис. 3.4. Теплопритоки удельные лучистого тепла к поверхности ледяного поля от окружающих поверхностей
Отргикатсльная способность поверхности потолка ^Отр зависит цвета поверхности. При окраске потолка алюминиевой крас- от血 0отр 二 0£・ Наибольшее отражение от поверхности потолка ^ад ледяным полем достигается толка изоляционными матами с фольги 00Tp = 0,1. Наибольшее
Отргикатсльная способность поверхности потолка ^Отр зависит цвета поверхности. При окраске потолка алюминиевой крас- от血 0отр 二 0£・ Наибольшее отражение от поверхности потолка ^ад ледяным полем достигается толка изоляционными матами с фольги 00Tp = 0,1. Наибольшее
при покрытии поверхности по-
при покрытии поверхности по-
поверхностью из алюминиевой
поверхностью из алюминиевой
влияние радиационные потери
влияние радиационные потери
Рис. 3.4. Теплопритоки удельные лучистого тепла к поверхности ледяного поля от окружающих поверхностей
Рис. 3.4. Теплопритоки удельные лучистого тепла к поверхности ледяного поля от окружающих поверхностей
холода имеют место в теплый период года, когда температура поверхности потолка при наличии солнечной радиации на кровлю потолке) моя^ет иметь температуру до 28℃. Примем, что на ледяном поле проходит соревнование по хоккею и 力口 = —6 °C. Тогда по графику на рис. 3.4 находим Qpafl = 85Вт/м2. Поверхность потолка покрыта матами изоляции с наружной поверхностью из алюминиевой фольги, что обеспечит коэффициент отражения /30Тр = 0,1. По формуле (3.11) вычисляем притоки лучистого тепла к поверхности льда:
Отрал 二 1800 х 85 х 0,1 = 16000 Вт.
Над ледяным полем устанавливаются светильники. По усредненным данным удельные тепловыделения от светильников составляют Qocr — 35,7 Вт/м2. До 40% выделяющего от светильников тепла воспринимается удаляемым вытяжным воздухом СКВ в зоне катка； тогда теплопритоки к поверхности льда от осветительных приборов вычисляются по формуле
Qt.cb = F&X Qocb 义 0,6, Вт.(3.12)
Или для рассматриваемого примера по формуле (3.12) получим
Qt осв = 1800 х 35,7 х 0,6 = 38600 Вт.
Теплопритоки от людей при тяжелой работе в зоне катка составляют
<2-г.люд = Л х ддЮд = 50 х 180 = 9000 Вт.
Общие теплопритоки в зоне поверхности льда определяется суммой гсплопритоков:
Qt-л.пов ~ Qt.koh + ^т.рад + Qt.cb + Qt-люд ? Вт. (3.13)
Для рассматриваемого примера по формуле (3.13) получим
Ст.л.пов = 189000 + 16000 + 45000 + 9000 二 259500 Вт.
Для намораживания льда за сутки на поверхности катка 30 义 х 60 = 1800 м2 требуется охладительная мощность холодильных машин порядка 600 кВт. Поэтому существующая мощность холодильных машин будет с большим запасом достаточным для обеспечения поддержания поверхности льда с требуемой температурой. Оставшаяся мощность холодильных машин может служить источником охлаждения приточного воздуха в СКВ.
Рассмотрим особенности СКВ для климата Москвы для круглогодичного обеспечения требуемых параметров воздуха в трех зонах помещения катка.
Зона ледяного поля. При игре в хоккей в зоне ледяного поля могут находиться до 50 человек, выполняющих тяжелую работу, что определяет тепло и влаговыделения при ^вл = 10℃: по явному теплу 180Вт/чел; по влаге 170г/(чел • ч). По санитарным нормам для спортсменов и судей необходима подача /Пн = =80 м3/(чел • ч) свежего приточного наружного воздуха, что составит
Епн = 50 х 80 = 4000 м^/ч.
От людей явные тепловыделения составят
◊т.мзб.” = 50 х 180 = 9000 Вт.
По влаге：
恥л.л = 50 х 170 = 8500 г/ч.
формулеформулеК воздуху над ледяным полем поступает конвективное тепло, величина которого вычисляется по формуле (3.9), и для рассматриваемого примера выше найдено Qt.koh = 123840 Вт. Для сохранения качества жесткого ль/w 力л = —6 °C необходимо предотвратить конденсацию водяных паров из воздуха. Это достигается тем, что конвективное тепло расходуется на охлаждение воздуха у поверхности льда до температуры 力в』=Ю ℃ и 屮вп = 70%. Принятые параметры воздуха у поверхности льда выше температуры точки росы, равной ^р.в.л = 6℃. Для выполнения этих требований необходимо после охлаждения и осушки приточного воздуха до параметров tOx = 6,5 ℃, дох = 92%, dox = 5,8 г/кг нагреть приточный воздух до температуры притока, которая вычисляется по
формуле
формуле
(3.14)(3.14)(Qt.KOH — Qt-ЛЮД)X 3,6 0
(3.14)
(3.14)
Ьп =力вл + г，"
Ец X 0n Ср
Расход приточного воздуха £口 определяется условиями равномерного заполнения ледяного поля приточными струями и созданием условий для понижения по длине струи температуры tn до 力вл・ Наилучшие условия обеспечения требуемого воздухораспре- деления достигаются подачей с высоты над ледяным полем приточного воздуха через сопла. Сопла закрепляются на приточных воздуховодах, располагаемых по обе стороны длиной стороны ледяного поля в 60 м. На рис. 3.5 представлена схема подачи приточного воздуха через два приточных воздуховода 1 над ледяным полем, через сопла 2 типа JD ПО производства французских фирм*) с присоединительным диаметром к приточному воздуховоду 250 мм и выходом сопла 140 мм. Приточные струи 3 из сопел 2 поступают под углом 20° и обеспечивают перекрытия зоны ледяного поля 4 шириной 30 м. В каталоге приведены конструктивные размеры и номограммы для выбора типа сопел и режимов их работы. По санитарно-гигиеническим и технологическим условиям расширение струи на ее длине £丁 должно обеспечить требуемую скорость воздуха у поверхности ледяного поля 匕=0,25 м/с. По номограммам
в каталоге находим, что при расходе через сопло 800 м3/ч прй. точного воздуха при рабочей длине струи LT = 25 м достигаете^ требуемая скорость воздуха % = 0.25 м/с и одна струя псрекры， васт половину ширины ледяного поля в 15 M. Отепленный воздух
Рис. З.о. Принципиальная схема заполнения приточным воздухом зоны ледяного поля размером 60 х 30 м (для игры в хоккей)
после соприкосновения струй над поверхностью льда поступает в верхнюю зону к вытяжным отверстиям 5 в вытяжном воздуховоде 6. Количество вытяжного воздуха £вт для сохранения воздушного баланса в зоне ледяного поля принимается примерно равным расходу приточного воздуха 上口. В целях снижения поступления радиационного тепла к ледяному полю на перекрытие катка 7 с внутренней стороны закреплена изоляция 8 с наличием фольги на ее внутренней поверхности.
Проверкой в плане перекрытия ледяного поля приточными струями получено, что рационально с каждой стороны установить
а приточных воздуховодах 21 сопло JD110 с диаметром каждого н'ттга 140 мм. Это обеспечит приток с каждой длинной стороны СОПЛ。
ледЯНОГо поля следующее количество приточного воздуха:
Lu = Zu х е = 800 х 21 = 17000 м^/н.
В целях повышения надежности работы СКВ принимаем два при- TOHHbix агрегата при производительности £口 = LBT = 17000 м3/ч. По формуле (3.14) вычисляем требуемую температуру приточного воздуха：
%П = 10 +%П = 10 +二 20,2℃.二 20,2℃.(123840 - 9000) х 3,62 х 17000 х 1,2 х 1
%П = 10 +
%П = 10 +
二 20,2℃.
二 20,2℃.
Поступающий на вытяжку воздух воспринимает влаговыделения от людей
А ,8500с с /
△&i =— = 0,2 г/кг.
2 х 17000 х 1,2' /
* , Qt.ocb х 0,4 X 3,6 丄 вт * Рвл X Ср* , Qt.ocb х 0,4 X 3,6 丄 вт * Рвл X СрКроме этих влаговыделений возможны поступления в вытяжной воздух испарений с поверхности ледяного поля. Общие поступления влаговыделений в вытя/кной воздух оцениваем в 1 г/кг и тогда: du，r 二 5,8 + 1 = 6.8г/кг. Поднимающийся вверх вытяжной воздух воспримет 40% тепловыделений от светильников, что повысит температуру вытяжного воздуха на величину
* , Qt.ocb х 0,4 X 3,6 丄 вт * Рвл X Ср
* , Qt.ocb х 0,4 X 3,6 丄 вт * Рвл X Ср
1800 х 35,7 х 0,4 х 3,6, ℃
=］匕
2 х 17000 х 1,2 х 1
К вытяжному воздуху будет э?кектировать ся часть теплого воздуха с потолка и из приточной струи, и температуру вытяжного воздуха принимаем ^вт = 14,5 ℃. Остальные параметры точки Вт (см. рис. 3.6):(4т = 6,8г/кг,厶丁 = 31 кД?к/кг. В кондиционер на охлаждение и осушку поступает смесь Ар = 15000 м3/ч рециркуляционного вытялшого воздуха и 厶“н = 2000 м3/ч наружного приточного воздуха. Энтальпия смеси вычисляется по уравнению
/см 二缅£个包•.x/i "u X 0HH X /ин . кДж/кг. (3.15)£n X 〃n'
П。формуле (3.15) получим:
=33,7 кДж/кг.=33,7 кДж/кг.15000 x 1：21 义 31 + 2000 x 1,15 x 54
=33,7 кДж/кг.
=33,7 кДж/кг.
17000 x 1,2
На рис. 3.6 приведено построение на I—d диаграмме режимов изменения параметров воздуха в кондиционере и в зоне ледяного поля. Смесь рециркуляционного и наружного воздуха (точка См)
80%80%Рис. 3.6. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ обслуживания зоны ледяного поля в здании искусственного катка: Н-См-Вт — смешение в блоке смешивания кондиционера саннормы наружного воздуха и вытяжного воздуха из верхней зоны над ледяным полем; См-Ox — охлаждение в теплообменнике приточного агрегата смеси приточного воздуха до требуемого влагосодер?кания приточного воздуха; Ох-П — нагрев в калорифере приточного агрегата; П-Вл — охлаждение приточного воздуха от конвективного теплообмена с поверхностью ледяного поля; Вл-Вт — поглощение влаго- и тепловыделений от светильников по высоте помещения над зоной ледяного поля вытяжным воздухомРис. 3.6. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ обслуживания зоны ледяного поля в здании искусственного катка: Н-См-Вт — смешение в блоке смешивания кондиционера саннормы наружного воздуха и вытяжного воздуха из верхней зоны над ледяным полем; См-Ox — охлаждение в теплообменнике приточного агрегата смеси приточного воздуха до требуемого влагосодер?кания приточного воздуха; Ох-П — нагрев в калорифере приточного агрегата; П-Вл — охлаждение приточного воздуха от конвективного теплообмена с поверхностью ледяного поля; Вл-Вт — поглощение влаго- и тепловыделений от светильников по высоте помещения над зоной ледяного поля вытяжным воздухом
80%
80%
Рис. 3.6. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ обслуживания зоны ледяного поля в здании искусственного катка: Н-См-Вт — смешение в блоке смешивания кондиционера саннормы наружного воздуха и вытяжного воздуха из верхней зоны над ледяным полем; См-Ox — охлаждение в теплообменнике приточного агрегата смеси приточного воздуха до требуемого влагосодер?кания приточного воздуха; Ох-П — нагрев в калорифере приточного агрегата; П-Вл — охлаждение приточного воздуха от конвективного теплообмена с поверхностью ледяного поля; Вл-Вт — поглощение влаго- и тепловыделений от светильников по высоте помещения над зоной ледяного поля вытяжным воздухом
Рис. 3.6. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ обслуживания зоны ледяного поля в здании искусственного катка: Н-См-Вт — смешение в блоке смешивания кондиционера саннормы наружного воздуха и вытяжного воздуха из верхней зоны над ледяным полем; См-Ox — охлаждение в теплообменнике приточного агрегата смеси приточного воздуха до требуемого влагосодер?кания приточного воздуха; Ох-П — нагрев в калорифере приточного агрегата; П-Вл — охлаждение приточного воздуха от конвективного теплообмена с поверхностью ледяного поля; Вл-Вт — поглощение влаго- и тепловыделений от светильников по высоте помещения над зоной ледяного поля вытяжным воздухом
должна быть осушенная до dn = 5,8 г/кг. Процесс охлаждения и осушения воздуха в поверхностном воздухоохладителе при у?Ох 二 =92% [7], что отвечает параметрам точки Ox: tox = 6,5℃; d°x 二 =5.8г/кг: /ох = 21кДж/кг; Zp.ox = 6℃.
Процесс охлаждения и осушения воздуха при построении на / — d диаграмму принято изображать линией, соединяющей точку См (начальное состояние) и точку Ох (конечное состояние).
По одолжение этой прямой до пересечения с кривой 夕=100% дает т^ку /，отвечающую 力/ средней температуре наружной поверхно- стИ воздухоохладителя [7,8].
При проведенном на рис. 3.6 построении получена величина ”4℃・
Для оценки требуемой эффективности воздухоохладителей производим построение условно-сухого режима охлаждения при одинаковом перепаде энтальпий (“一'ох) заданному процессу охпа- 瘠денин и осушения [7,8]. На рис. 3.6 на вертикали d『=5,4г/кг в местах пересечения с энтальпиями 7cM = 34 кДж/кг и Zox = 二 21 кДж/кг получены условные температуры сухого охлаждения соответственно: %； = 21 ℃, ^ = 7,5 °C. В испарителе холодильной машины можно охлаждать воду до iwxi = 2 ℃. Тогда требуемая эффективность режима охлаждения определяется по выражению 仇 ох = ".(3.16)
方1 一 ^wxl
Или для варианта использования холодной воды с twxi = 2 ℃ по выражению (3.16) получим:
_ 21-7,5 _"ох —
Использование в воздухоохладителе охлажденного антифриза с начальной температурой t^i = —2 ℃ позволит получить более низкую требуемую эффективность воздухоохладителя:
仇 。X ==0巨9.
Полученное значение эффективности воздухоохладителя значительно ниже, что позволит сократить рядность и требуемую на- руяшую поверхность воздухоохлаждающего тепло обменника. Мощность холодильных машин, используемых для намораживания льда, составляет порядка 600 кВт. Для поддерл^ания требуемой температуры поверхности льда при проведении хоккейного матча требуется холод для компенсации теплопритоков конвекцией и лучистого тепла, что вычисляется по уравнению (3.13) и для рассматриваемого примера составляет ^2 Qt-л.пов = 259,5 кВт. Количество свободного холода составляет:
Qx.cb = 600 - 259,5 = 340,5 кВт.
Для охлаждения приточного воздуха в двух кондиционерах, об、 слуткивающих зону ледяного поля, требуется холода
33 7 —
Q°x = 2 义 17000 х 1,23 х = 151 кВт.
*，3600
Имеющийся запас мощности холодильных машин вполне до、 статочеи для обеспечения холодом в виде антифриза 力а<»1 = —2℃ двух кондиционеров зоны ледяного поля. Для нагрева приточного воздуха в расчетных условиях теплого периода года потребуется тепла
Qm=2x小0nx 嘰萨 =
=2 x 17000 x 1,21 x 1=2 x 17000 x 1,21 x 120,2 - 6,5-360020,2 - 6,5-3600=164,56 кВт.=164,56 кВт.
=2 x 17000 x 1,21 x 1
=2 x 17000 x 1,21 x 1
20,2 - 6,5
-3600
20,2 - 6,5
-3600
=164,56 кВт.
=164,56 кВт.
В конденсаторе холодильной машины вполне возможно получение теплоты в форме горячей воды с начальной температурой ^кон = =50℃. Рационально использовать это тепло в калориферах приточных агрегатов. Требуемая теплотехническая эффективность калорифера вычисляется по вырая;ению
仇н仇н(3.17)
仇н
仇н
Или для рассматриваемого примера использования отепленной воды от конденсатора холодной машины требуется теплотехническая эффективность калорифера в кондиционере по формуле (3.17) составит
_ 20,2 - 6,5% = 50-6,5 = °典
Рассмотрим особенности режимов функционирования СКВ зоны ледяного поля в расчетных условиях холодного периода года для Москвы (параметры Б): tH = —26 ℃;痂=0,6 г/нг; /п = =—25 кДж/кг. Температура ледяного поля для хоккея ^л = —6℃. В зоне ледяного поля поддерживается температура воздуха 力氐口 = =6℃ при относительной влажности 9вл = 45%. Конвективный поток тепла от воздуха к поверхности ледяного поля вычисляем по формуле (3.9):
Qt.koh = 1800 х 4,3(6 + 6) = 92888 Вт.
Р вОсприягия тепла освещения и тепловых струй от приточного духа и ограждений принимаем нагрев рсциркуляционного воз- на 4,5 ℃, как и в теплый период года, и получим 士从丁 =
鷗а5。g工 Т = 18 hДж/кг.
/, кДж/кг
Рис. 3.7. Построение на /—d диаграмме расчетного режима работы СКВ зоны ледяного поля в холодный период года в климате Москвы
В смесительной камере кондиционера смешивается 15000 м3/ч рециркуляционного и 2000 м3/ч наружного воздуха. Вычисляем энтальпию смеси:
г 15000 х 1,23 х 18 — 2000 х L 39 х 25,3「、…
м17000 х 1,28'
На пересечении энтальпии /См = 12иДж/кг с прямой H-Вт находим точку См с 力см = 6 °C = £вл・
По формуле (3.14) вычисляем требуемую температуру притока：
(92880 - 9000) х 3,6
% =2一，而0代27「= 6 + 7,4 =13,4 c.
От конденсатора холодильной машины, работающей для поддер、 жания £л = —6℃, поступает горячая вода tWKi = 50℃. По выражению (3.1) оценим требуемый показатель теплотехнической эффективности калорифера кондиционера:
13,4-6 с
50 - 6 = °,17'
Полученная выше величина требуемой эффективности 仇^ = 0,33 является основной для выбора калорифера в кондиционерах для зоны обслуживания ледяного поля.
На рис. 3.8 представлена принципиальная схема кондиционера для обслуживания зоны ледяного поля. Кондиционер выполнен в
图=17000м3/ч图=17000м3/ч£у = 2000 м3/ч£у = 2000 м3/ч^Q0000包^Q0000包£1Ш = 20001^4£1Ш = 20001^4>>㊉㊉664= 17000 м3/ч ►4= 17000 м3/ч ►
图=17000м3/ч
图=17000м3/ч
£у = 2000 м3/ч
£у = 2000 м3/ч
^Q0000包
^Q0000包
£1Ш = 20001^4
£1Ш = 20001^4
>
>
㊉
㊉
6
6
4= 17000 м3/ч ►
4= 17000 м3/ч ►
3 4 5
Рис. 3.8. Принципиальная схема приточно-вытяжного агрегата для СКВ обслуживания ледяного поля: 1 — клапан забора наружного воздуха; 2 — смесительная камера; 3 — карманный фильтр; / — воздухоохладитель с сепаратором; 5 — калорифер; 6——приточный вентилятор; 7——вытяжной вентилятор; 8 ——камера разделения рециркуляционного LBp и выбросного Ly воздуха
два этажа: нижняя часть ——блоки для приготовления приточного воздуха; верхняя часть ——вытяжной блок. По ходу приточного воздуха кондиционер включает все аппараты, необходимые для осу-
еСТВления режимов приготовления приточного воздуха в теплый холодный периоды года.
В холодный период года необходимо расчетом проверить темпе- атуру перекрытия, которая с внутренней стороны не должна быть 与必然е 10℃. Для поддержания этой температуры на поверхности перекрытия и металлических ферм рекомендуется в верхней зоне установить отопительные вентиляторные агрегаты, которые будут автоматически включаться по контролю температуры внутренних поверхностей строительных конструкций в зоне над ледяным по
лем-
Системы кондиционирования воздуха зоны трибун со зрителями. В расчетных условиях теплого периода года в зоне зрителей поддерживаются параметры на уровне теплового комфорта: 力в = 25 ℃:伞=12 г/кг;厶=56 кДж/кг;夕в = 60%, (точка В на рис. 3.9). Зрительские трибуны в помещениях искусственных катков могут располагаться различным образом:
——трибуры только с одной длиной стороны ледяного поля с размещением до 1000-2000 человек;
—трибуны с трех сторон ледяного поля с размещением до 5000 чел;
——трибуны вокруг ледяного поля в зале до 20 тыс. зрителей.
По СН и П [18,21] на одного зрителя подается 20 м3/(чел • ч) приточного наружного воздуха. От одного зрителя выделяется: в теплый период года при fB = 25 ℃; %.Яв = 64 Вт/чел; влаги И^вл = 115г/(чел • ч).
Расчет режимов и производительности СКВ проводим для числа зрителей 1000 чел. Тогда общие выделения от зрителей по условию для легкого вида работ
по явному теплу:
QT я Зр = 1000 х 64 = 64000 Вт;
по влаге:
%вл.зр = Ю00 х 115 = 115000 г/ч.
По саннормам для зрителей необходимо подавать наружного воздуха 20м3/(час- ч). Для Л = 1000 зрителей:
£пн = Л х 2nH = 1000 х 20 = 20000 м3/ч.(3.18)
(3.19)(3.19)К зрителям от ледяного поля поступает радиационное охлажде- ние, которое вычисляется по формуле
(3.19)
(3.19)
Qxp.3p = Уч X 厶 X *тов * 9р * /р, Вт,
где 九一поверхность взрослого человека, м2; Л — число людей на трибуне; Апов ——доля облучаемой поверхности сидящего человека
Рис. 3.9. Построение на I—d диаграмме режимов работы СКВ зоны зрительских трибун при традиционной схеме воздухораспределения сверху- вверх в расчетных условиях теплого (правая часть построения) и холодного (левая часть построения) периодов года в климате Москвы
принимаем 0,6;⑪=82Вт/м2 получили из графика на рис. 3.4; 7р ——средний угловой коэффициент облучения трибун, принимаем 0,3.
По формуле (3.19)получим：
Ох.р.зр 二 1;6 х 1000 х 0,6 х 82 х 0,3 = 23616 Вт.
Общие теплоизбытки на трибуне с 1000 зрителей составят:
Qt.“36 = От.я.зр — Qxp зр = 64000 - 23616 = 40384 Вт.
избытков:избытков:Особенности режимов работы СКВ обслуживания три- 6叩н зрителей при традиционной схеме подачи приточного воздуха сверху через диффузоры и вытяжке вверху. Энергетически целесообразно подавать приточный воздух в минимально-возможном ко- ,лиЧРствс. определяемом по формуле (3.18), исходя из требований санитарных норм. Для 1000 зрителей минимальный расход равен Епн = 20000 м3/ч. Исходя из принятого £пн> определяем требуе- муЮ температуру приточного воздуха 力口 для поглощения гепло-
избытков:
избытков:
,—, Qt.M36 * 3,6 Q
(3.20)(3.20)方 п = Ев 7,5
(3.20)
(3.20)
厶пн X 0HH Ср
Или для рассматриваемого примера по формуле (3.20) получим
力n =力n =40334 х 3,62 о 20000 х 1,18 х 140334 х 3,62 о 20000 х 1,18 х 1= 25-6.2 = 18,8 ℃.= 25-6.2 = 18,8 ℃.
力n =
力n =
40334 х 3,6
2 о
20000 х 1,18 х 1
40334 х 3,6
2 о
20000 х 1,18 х 1
= 25-6.2 = 18,8 ℃.
= 25-6.2 = 18,8 ℃.
Исходя из принятого £цн, определяется требуемое влагосодср- жание приточного воздуха по формуле
% — t/в —% — t/в —%вл.зрvLhh X Рпн%вл.зрvLhh X Рпнг/кг.г/кг.(3.21)(3.21)
% — t/в —
% — t/в —
%вл.зрvLhh X Рпн
%вл.зрvLhh X Рпн
г/кг.
г/кг.
(3.21)
(3.21)
Или для рассматриваемого случая по формуле (3.2JL) получим
厶=12 —厶=12 —11500020000 х 1,211500020000 х 1,2=12 — 4;8 = 7,2 г/кг.=12 — 4;8 = 7,2 г/кг.
厶=12 —
厶=12 —
115000
20000 х 1,2
115000
20000 х 1,2
=12 — 4;8 = 7,2 г/кг.
=12 — 4;8 = 7,2 г/кг.
На I—d диаграмме рис. 3.9 находим, что влаго с одержание приточного воздуха может быть получено охлаждением и осушением наружного воздуха (точка Н) до параметров точки OX: Jox = d” = =7,2г/кг;力ох = Ю℃; Зох = 92%； /ох = 28,5кДж/кг.
(3.22)(3.22)Принимаем нагрев в вентиляторе и приточных воздуховодах на 1℃ и тогда tn] = 10 + 1 = 11 ℃. Для получения требуемой гемпературы приточного воздуха tn = 18.8 ℃ необходимо подо- грегь приточный воздух в калорифере с расходом тепла
(3.22)
(3.22)
Qt.KEU = L"H X Рпн X Ср D
Или для рассма гривасмого примера получим
8 —
Qm = 20000 * 1，2 х 1 х '= 52000 Вт-
Для охлаждения и осушения воздуха требуется следующая за、 трата холода:
Qx.n.H = Ljih х Рпн 养^—Вт.(3.23)
Или для рассматриваемого примера по формуле (3.23) получим：
Qx пн = 20000 х 1,2—=—^- = 170000 Вт.
3,6
Зарубежные фирмы выпускают холодильные машины с двой> ными конденсаторами. Первоначально теплота конденсации идет на нагрев жидкости, а оставшийся отвод теплоты конденсации холодильного агента о суще ствляется в воздушном конденсаторе. Принимая такой тип холодильной машины в СКВ и подогрев приточного осушенного воздуха осуществляется сбросным теплом. Управляя температурой in путем регулирования тепловой производительности калорифера, поддерживается ^в = 25 — 24℃.
В холодный период года расход приточного наружного воздуха равен санитарной норме LnH = 20000 м3/ч. Количество тепловыделений от зрителей при iB = 20 ℃ Qmp = 1000 х 100 = 100000 Вт. Количество влаговыделений 1VBл.зр = ЮОО х 75 = 75000 г/ч. Радиационное охлаждение зрителей при fB = 20 ℃ по формуле (3.19) составит Qx.p.3p = 1,6 х 1000 х 0,6 х 66 х 0,3 = 19000 Вт. Трансмиссионные теплопотери через перекрытие при tH = —26℃ оцениваются в 22000 Вт.
Расчетные теплоизбытки при полностью заполненных трибунах составят:
Qt нзб = 100000 - 19000 - 22000 = 59000 Вт.
Поглотительная способность подогретого приточного воздуха при постоянном влагосодержанисм dH = d“ = 0.6 г/кг доляша быть по восприятию явных теплоизбытков:
д , Qt.hj6 х 3,659000 х 3,67
Luh X Рпн X Ср 20000 х 1,23 х 1''
по восприятию влаговыделений:
А 7忆 ПЗР75000°,
= 20066-х 1,23 = 3J г/т
ТребуемаяТребуемаятемпература приточного воздуха составит% =右一△力ас = 20-8,7 = 11,3 ℃.
Требуемая
Требуемая
Подогрев приточного наружного воздуха первоначально энергетически целесообразно проводить в теплоотдающем теплообменнике установки утилизации с насосной циркуляцией антифриза.
На рис. 3.9 на I—d диаграмме в левой части находим параметры воздуха в зоне зрителей:力в = 20 ℃; dB = dn + Дс/ас = 二 0,6 + 3.1 = 3. 7г/кг. Из точки В при постоянном влагосодер- я；ании охлаждаем вытяжной выбросной воздух до положительной температуры iy = 3℃. Количество извлекаемого тепла из вытяжного воздуха процесс В-У на рис. 3.9 составит:
• Qry = Ly х ру х cp в у, Вт.(3.24)
Или для рассматриваемого построения на рис. 3.9 по формуле (3.24) получим:
20 — 3
Q「y = 20000 х 1,23 х 1—— = 116167 Вт.
3,6
Извлеченное тепло из вытяжного воздуха передается на отепление антифриза, который по соединительным трубопроводам от работы насоса подается по противоточной схеме в тепло отдающий теплообменник приточного агрегата. Температура нагрева приточного наружного воздуха утилизир) емым теплом вычисляется по формуле:
, _ ,, Qr.y X 3,6
(3.25)(3.25)"н2 = %1 + АнХ0пнХС」5
(3.25)
(3.25)
—26+ IM н220000 х 1,37 х 1
В калорифере приточного агрегата затрачивается следующее количество теплоты на нагрев притошюго наружного воздуха до tKJI = tn:
八j力口 一力h2 П
(3.26)(3.26)Qt.km = -^пн * Рпн * Ср з 6 ? "г，
(3.26)
(3.26)
11яЗ + 10-7 -ПГ7ОП 口
QT.KajI = 20000 х 1)25 х 】一у^— = Ь2780 Вт.
Сравнение показывает, что благодаря применению установку утилизации экономится более 40% расхода тепла в калорифере ца нагрев приточного наружного воздуха.
Новые методы распределения воздуха в зоне зрительских трибун. За последние годы получили распространение методы подачи приточного воздуха в зону нахождения людей ——вытеснительная вентиляция. В работе [23] показана принципиаль> ная схема подачи приточного воздуха под сидения зрителей к их ногам. Эта схема применима при специальном конструктивном исполнении трибун и сидений. В отечественной практике наибольшее распространение получили трибуны из бетона, выполняемые ступенчато. Рансе на сидячих местах накладывались деревянные решетки для сидения зрителей. По современным требованиям ме?кдуиародных спортивных организаций на сидячих местах устанавливаются индивидуальные пластмассовые сидения, которые закрепляются к бетонным плоскостям посадочных мест.
На рис. 3.10 показан вариант устройства выпуска приточного воздуха иод ноги 2nH = 20 м3/ч. Это требует наличия приточной
Q
Рис. 3.10. Вариант организация подачи санитарной нормы приточного наружного воздуха в 20м3/(чел • ч) к зрителям на трибунах: 1 — пластмассовые сидения; 2 ——приточные решетки: 3——приточный воздуховод в бетонной заливке трибуны
решетки размером 300 х 100 мм. Вытяжка осуществляется под потолком зала зоны зрительских трибун.
В качестве сравнительного с традиционным вариантом СКВ рассматриваем вариант подачи приточного воздуха непосредственно к зрителям со скоростью выхода 0,25м/с и температурным перепадом £в —力п = 3 °C.
В теплый период года тепло- и влаговыделения такие же, как в первом варианте: Qtws = 40384 Вт; ТУвл.зр = 115000 г/кг. ТТпинимаем температурный перепад в пределах комфортных тре-
анИй 土в — %п ^ 2,5 ℃. Тогда требуемая температура притока вставит % = % — 2,5 = 25- 2,5 二 22,5 ℃.
]3ыше представлена графическая зависимость показателя Kl 0T отношения тепловыделений в зону обитания людей к общим те- пповыделениям. Для трибуны со зрителями это отношение равно 0：3 и по графику на рис. 1.1 находим Kl = 2,8. Вычисляем по формуле (1.13) температуру удаляемого иод потолком отепленного и влажного воздуха：
力У = 2,8(25 - 22,5) + 22,5 = 29,5 ℃.
Охлаячдение приточного наружного воздуха проводим по наиболее энергетически экономичному варианту при постоянном влагосодержании: du = % = 10г/кг. Влагосодсржанис удаляемого воздуха будет dy = du + Дб/ас = 1。+ 4,8 = 14}8г/кг.
На рис. 3.11 на /—d диаграмме в месте пересечения линий ty = =29.5 ℃ и dy = 14,8 г/кг находим точку У. Соединяем точку У с точкой П и на прямой линии в месте пересечения с изотермой /в = =25 ℃ находим точку Зв = 60%, что отвечает условиям теплового комфорта для зрителей в теплый период года.
Приточный нару?кный воздух в расчетных условиях теплого периода года охлаждается при постоянном влагосодержании dK = =dn 二 10г/иг до температуры iox = 21,5℃ (процесс H-Ох на рис. 3.11).
Расход холода на охла?кдсние приточного наружного воздуха в режиме по построению на рис. 3.11 составляет
28,5 — 21,5
Qoxm = 20000 х 1,19 х l—1-—— = 46280 Вт.
По сравнению с расчетом для традиционный СКВ расход холода в новой СКВ сокращается в 170000/46280 = 3,7 раза. Это указывает на значительные энергетические преимущества применения в СКВ зоны трибун метода вытсснитсльной вентиляции.
В холодный период года в зоне трибун поддерживается температура 力в = 20 °C и тепло- и влаговыделения одинаковы с первым вариантом СКВ:
Qt.h36 = 59000 Вт; %.зр = 75000 г/кг.
Принимаем по условиям теплового комфорта температуру приток^к зрителям 力口 = 17,0℃. Вычисляем температуру удаляемого воз»
Рис. 3.11. Построение на I—d диаграмме расчетного режима работы СКВ зоны зрительских трибун при подаче охлажденного приточного воздуха к каждому креслу зрителя: H-Ох — охлаждения приточного наружного воздуха в кондиционере; Ох-П — нагрев приточного воздуха в вентиляторе и воздуховодах; П-В — поглощение тепло- и влаговыделений от людей в зоне места их сидения на трибунах; В-У — поглощение тепло- и влаговыделений по высоте здания помещения катка
духа:力у = 2,8(20 — 17,0) + 17.0 = 25,5 ℃. Поглотительная способность приточного наружного воздуха в этом режиме составит
△力© = 0 - % = 25,5 - 17.0 = 8,5 ℃.
Проверяем возможность поглощения явных теплоизбытков:
Qt.iwt = 20000 х 1}21 х 1—- _~— = 57140 Вт.
3,6
Полученный результат практически совпадает с расчетным значением тепловыделений.
Вычисляем влагосодержание удаляемого воздуха：
3D75000° г /
$ — d Чвл.з?— _ 0 6 _j= 3,7 г/кг.
十 Д1Hxpпн?20000 x 1,21/
На /—d диаграмме рис. 3.12 наносим точки П и У и соеди- няем их прямой линией. В пересечении с изотермой ^в = 20 ℃
Рис. 3.12. Построение расчетного режима работы СКВ зоны трибун в холодный период года: Hi-Нг — нагрев приточного наружного воздуха б тепло отдающем теплообменнике установки утилизации; Нг-Ki =П — нагрев в калорифере до температуры приточного воздуха 力口 = 17 ℃; П-В-У — поглощение тепло- и влаговыделений по высоте помещений; У1-У2 ——отвод тепла от вытяжного воздуха в теплоизвлекающем тепло обменнике установки утилизации
получим 夕в = 16%, что несколько ниже рекомендуемого комфортного значения 30%. Необходимо отметить, что низкая температура —26°C и низкое влагосодержание 0,6г/кг наружного воздуха наблюдаются только порядка 46 ч/год. Основное время имеют место более высокая температура fH и влагосодержание JH, что прибли- зит достигаемые значения к 死=30%.
Для первой ступени нагрева приточного воздуха используем утилизацию теплоты вытяжного воздуха, которая составит
QT.y = 20000 х 1,23 х 1 二八 =153750 Вт.
Температура приточного воздуха после тепло отдающего теплообменника установки утилизации будет
=-3,5℃.=-3,5℃._ _153750 х 3?6
=-3,5℃.
=-3,5℃.
"~+ 200000 х 1,35
Расход тепла в калорифере на нагрев приточного наружного воздуха до температуры притока tn = 17℃ составит
Скал = 20000 х 1,23=140000 Вт.
Сравнение показывает, что благодаря забору на вытяжку отепленного воздуха из верхней зоны удается сэкономить более 50% тепла на нагрев приточного наружного воздуха.
На рис. 3.12 показаны режимы обработки приточного воздуха в СКВ с подачей приточного воздуха к зрителям. Сравнения двух рассматриваемых СКВ с различным способом организации воздухообмена и режимов работы технологических блоков кондиционеров показывает, что более энергоемкой является традиционная схема приготовления и раздачи приточного воздуха. Для этой схемы требуются следующие аппараты.
В кондиционере необходимо осуществление режима охлаждения и осушения приточного наружного воздуха (см. режим по построению на рис. 3.9 в правой части I—d диаграммы). Для реализации требуемого режима охлаждения и осушения приточного воздуха в составе кондиционера должен быть достаточно глубокий воздухоохладитель с наличием сепаратора и поддона для сбора выпадающего в режиме осушения конденсата. На рис. 3.13 представлена принципиальная схема приточного и вытяжного агрегатов в СКВ обслу?кивания трибун зрителей с организацией воздухообмена по традиционной схеме сверху вверх. В рабочем режиме кондиционер работает по прямоточной схеме. В ночные часы или в отсутствие зрителей кондиционер может работать в режиме рециркуляции для подогрева или охлаждения внутреннего воздуха.
Во втором энергосберегающем варианте состав кондиционера отличается воздухоохладителем уменьшенной глубины, так как
уточный нару?кный воздух охлаждается при постоянном вла- ^сОдСря:ании (см. построение на рис. 3.11). Это упрощает и уде-
厶
/ -0000000一
©
4
6
5
Рис. 3.13. Принципиальная схема приточно-вытяжного агрегатов в СКВ обслуживания трибун зрителей: 1 ——клапан забора наружного воздуха £пн = Ln； 2 — карманный фильтр EU5; 3 — теплоотдающий теплообменник установки утилизации; 4 — камера смешения для прохода рециркуляционного воздуха Ly рец в режиме дежурного отопления; 5 ——воздухоохладитель с поддоном; 6 ——калорифер; 7 — приточный вентилятор; 8 ——фильтр EU3; 9 ——тепло отдающий теплообменник установки утилизации; 10 — вытяжной вентилятор; 11 — воздушные клапаны выброса вытяжного воздуха в атмосферу; 12 — воздушный клапан отк])ытия рециркуляции в режиме воздушного отопления
шевляет кондиционер. Остальные элементы пригочио-вытяжных агрегатов принципиально одинаковы в сравниваемых вариантах.
Использование помещения искусственного катка без льда для проведения концертов. Ледяная арена освобо/кдается от льда и частично трансформируется в сцену и дополнительные зрительские места. Для обеспечения комфортных условий при использование помещения для концертов рекомендуется включить в работу СКВ зоньт катка и зрительских трибун. Режим работы СКВ зрительских трибун будет одинаковым с режимами, рас смотр енными в п. 3.3.5.
Реяшм работы кондиционеров зоны катка зависит от проводимых мероприятий. Параметры приточного воздуха, подаваемого иерез сопла, уточняются по характеру проводимого мероприятия, числу зрителей и артистов. Наличие специальной осветительной аппаратуры на сцене потребует учета этого фактора при определении параметров приточного воздуха. В зависимости от реяшмов и
параметров потребуется изменение направленности части приточных струй путем поворота сопел.
В зоне зрителей на трибунах на стационарных местах подауа приточного воздуха осуществляется по принятой схеме организа» ции воздухообмена и не зависит от проведения мероприятия. По энергетическим и санитарно-гигиеническим показателям предпсь чтение следует отдавать режимам подачи приточного воздуха непосредственно к зрителям.
В зоне арены и сцены сохраняется сопловая подача приточного воздуха, но параметры притока ^п и 1n дол?кны быть уточнены по числу зрителей на арене и числу артистов на сцене, мощности дополнительной осветительной и электропотребляющей аппаратуры. После дополнительных расчетов возможно изменение направленности струй из сопел.
Определенные трудности в выборе режимов работы СКВ создаются при использовании арены в качестве места выступления ансамблей, которые сопрово?кдаются танцами зрителей, заполняющих стоя арену. При выполнении современных быстрых танцев от танцующих людей выделяется тепла и влаги выше нормы исполнения тяжелой работы.
Проведем оценку возможных режимов работы центральных СКВ, обслуживающих зону арены. Из п. 3.3.2 следует, что применяется два приточных агрегата производительностью по воздуху 17000 м3/ч каждый. Примем, что в зоне оборудованной под сцену арены находится 40 человек артистов и вспомогательного персонала, для которых необходимо подавать по 80 м3/ч приточного наружного воздуха. Подача £пн.сц на сцену составит
Дш.сц = 40 х 80 = 3200 м3/ч.
Производительность по воздуху двух кондиционеров для зоны ледяного поля принята 34000 м3/ч. За вычетом расхода приточного наружного воздуха на сцену располагаемая производительность для зоны зрителей на арене составит
Ln.ap = 34000 — 3200 = 30800 м3/ч.
На одного зрителя требуется подача саннормы в 20 м3/(чел • ч). Тогда оставшаяся производигельносгь двух кондиционеров может обеспечить саннорму для следующего числа зрителей:
Еп.ар20Еп.ар2030800203080020=1540 чел.=1540 чел.
Еп.ар
20
Еп.ар
20
30800
20
30800
20
=1540 чел.
=1540 чел.
ТТ лученная величина Лзр = 1540 чел должна служить для органи- 黑Пров представлений предельной величиной зрителей, заполняющих арену.
рассмотрим вариант, когда артисты и зрители на арене выпол- ннют тяжелую работу и тепло- и влаговыделений от них составят ' по явному теплу:
Qt.h36.3p = 1580 х 105 = 169900 Вт;
по влаге:
恥“ 3d = 1580 х 295 = 466100 г/ч.
В теплый период года в зоне арены и сцены поддерживаются комфортные параметры воздуха: % = 25 ℃; <^в = 60%; dB = 二 12 г/кг. В зоне сцены площадью 300 м2 может быть освещение с интенсивностью не менее освещения игрового поля: 35.7 Вт/м2. Освещенность сцены составит Qt.0Cb = Ku х Qocb = 300 х 35,7 = =10710 Вт. Явные тепловыделения от артистов: Ст.Яв.ар = 4° х х 105 = 4200 Вт. Общие теплоизбытки на сцене: J2 Ст.изб.сц = 二 10710 х 0,6 + 4200 = 10626 Вт. Общие влагоизбытки на сцене: Е^вл.сц = 40 x 295 = 11800 г/ч.
Определим требуемую поглотительную способность приточного воздуха при струйной подаче на сцену Ьпн（мин）= 3200 м3/ч
по явному теплу:
10626 х 3,6△tnr = 7 = 10
ас 3200 х 1,2 х 1
по влаговыделениям:
△dac =△dac =В зоне располо?кенияВ зоне располо?кения11800 о 1 / = 3,1 г/кг. 3200 х 1,2'
△dac =
△dac =
В зоне располо?кения
В зоне располо?кения
1540 чел зрителей в положении стоя и
танцующих па арене тепло- и влаговыдсления составят по явному теплу:
Qt.h36.3p = 1540 х 105 = 161700 Вт;
по влаге:
%вл.зр = 1540 х 295 = 454300 г/ч.
Определим требуемую поглотительную способность приточного воздуха при струйной подаче на арену, заполненную танцующими
по явному теплу:
ас =
но влаге:
А ,454300 с /
△dac = 7— = 12,3 г/нг.
ас 30800 х 1,2' /
Проведенный анализ показывает, что в теплый период года кондиционеры зоны обслуживания арены (бывшего ледяного поля) должны работать по прямочной схеме Ln = £пн. Схема приточновытяжного агрегата отвечает рис. 3.8, но при полностью закрытом клапане для рециркуляции внутреннего воздуха и полностью открытом клапане для выброса вытяжного воздуха в атмосферу в камере 8.
Из данных в работе [3, на с. 108. табл. 5.2] можно сделать вывод, что при подаче приточного воздуха струями под углом 20°. высоты нс мснсс 4м при отношении теплоизбытков 0}3 показатель эффективности воздухообмена может быть принят Kl = 1,8.
Наибольший требуемый перепад по восприятию вредностей характерен для зоны арены, где танцуют зрители и имеют место значительные влаговыделения. Из преобразованного выражения (К厶 d) получим требуемое в л а го с одер?ка ние приточного воздуха; приняв вычисленное Дб/ас = dy —徐=12,3 г/нг, получим
&I = 4 -兽г/кг.(3.27)
Или для рассматриваемого примера для арены с танцующими зрителями по (3.27) получим:
& = 12 -= 12 — 6,8 = 5,2 г/кг,
dy = dn + △dac — 5,2 + 12,3 = 17,5г/кг.
Температура приточного воздуха определяется по формуле
к厶к厶(3.28)
к厶
к厶
ИлиИлидЛя рассматриваемого случая по (3.28): 力口 = 25 -粤=25 — 8,8 = 16,2 ℃, 片=卜 + Aiac = 16,2 + 15,8 = 32℃.
Или
Или
На рис. 3.14 на I—d диаграмме построен расчетный рс?ким ра- 60Tbi кондиционера 厶пн — 17000 м3/ч в зоне арены в теплый пе-На рис. 3.14 на I—d диаграмме построен расчетный рс?ким ра- 60Tbi кондиционера 厶пн — 17000 м3/ч в зоне арены в теплый пе-Рис. 3.14. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ зоны эрсны, превращенной из ледяного поля в танцевальную площадку и сцену в теплый период года в климате МосквыРис. 3.14. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ зоны эрсны, превращенной из ледяного поля в танцевальную площадку и сцену в теплый период года в климате Москвы
На рис. 3.14 на I—d диаграмме построен расчетный рс?ким ра- 60Tbi кондиционера 厶пн — 17000 м3/ч в зоне арены в теплый пе-
На рис. 3.14 на I—d диаграмме построен расчетный рс?ким ра- 60Tbi кондиционера 厶пн — 17000 м3/ч в зоне арены в теплый пе-
Рис. 3.14. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ зоны эрсны, превращенной из ледяного поля в танцевальную площадку и сцену в теплый период года в климате Москвы
Рис. 3.14. Построение на I-d диаграмме расчетного режима работы СКВ зоны эрсны, превращенной из ледяного поля в танцевальную площадку и сцену в теплый период года в климате Москвы
риод года при заполнении 15()0 м? арены 1540 танцующих. Прини- маем начальные параметры воздуха по параметрам Б：力н = 28：5 С; & = 10 г/кг; /н = 54 кД?к/кг.
Для поглощения расчетного количества влаговыделений согласно выше проведенным расчетам необходимо охладить и осушив приточный воздух до влагосодержания dox = d” = 5,2 г/кг. При этом температура охлаждения воздуха должна быть tox = 6.3℃ при /ох = 20 нДж/кг. '
Расход холода на работу двух кондиционеров, обслуживающих арену с танцующими зрителями, составит
Qx.nH = 2Z/nHX хрШ1 — _ = 2х 17000х 1,2 = 385.3 кВт*ч. 3600 3600
Имеющаяся мощность холодильных машин, обеспечивающих образование льда на площади 1800 м2 ледяного поля, составляет порядка 600 кВт • q. Это показывает, что существующей мощности будет вполне достаточно для работы двух СКВ, обслуяшвающих арену со зрителями.
Расчет мощности воздухоохладителя в кондиционере по схеме на рис. 3.8 необходимо проверить на оба режима охлаждения в теплый период года приточного воздуха. За расчетный режим принимаем вариант с наибольшим расходом холода и требуемой поверхности воздухоохладителя.
Получение требуемой температуры приточного воздуха 力口 = =16,2 ℃ достигается нагревом в калорифере охлажденного и осушенного воздуха (процесс П-Ох на рис. 3.14). Тепло для нагрева приточного воздуха энергетически целесообразно использовать от конденсатора холодильных машин.
На рис. 3.14 на I—d диаграмме в пересечение линий 力у = 32℃ и dy = 17,5 г/кг находим параметры удаляемого вытяжного воздуха под потолком помещения арены (точка У).
В зону сцены будет поступать санитарная норма приточного воздуха согласно расчетам £пн = 3200 м3/ч. Из данных расчетов требуемые поглотительные способности приточного воздуха на сцену должна быть Д^ас = 10 ℃; Дб/ас = 3,1 г/кг. Приточный воздух о г кондиционеров в теплый период года будет иметь те я：с параметры притока fn = 16；2℃ и ^口 = 5,2г/кг, как это показано построением на рис. 3.14.
В работе [3, в табл. 5.2] показано, что при изменении положения сопел и направлении струи, близком к горизонтальному, получим затухающие потоки выше рабочей зоны при К厶=1Д- Из преобразованного выражения (K^d) можно получить величину получаемого влагосодержания воздуха в рабочей зоне нахождения
людей на сцене:
(3.29)(3.29)4 = 4 + =>, г/кг.к Ed
(3.29)
(3.29)
длЯ рассматриваемого притока для сцены по (3.29) получим:
3 1
dB = 5,2 += 5,2 + 2.8 = 8,0 г/кг.
丄)丄
сцены：сцены：для температуры воздуха в зоне сцены при близком к горизонтальному направлению струй получим температуру в рабочей зоне
сцены：
сцены：
Ю
% = 16,2 + — = 25,3 ℃.
*1J
На рис. 3.14 в месте пересечения 力в = 25,3 ℃ и dB = 8,0 г/кг получим точку Всц, отвечающую комфортным условиям воздушной среды в рабочей зоне работы артистов. Путем увеличения угла наклона сопел от горизонтального направления можно увеличить величину показателя Kl и изменить tB.cu и б/в.сц. Принципиально возможно приточные сопла в зоне сцены снабдить электроприводами, которые будут управляться по датчику контроля температуры воздуха на сцене.
В холодный период года при fB = 20 ℃ от танцующих зрителей от одного человека выделяется: явного тепла 130 Вт; влаги 240 г/ч. От 1540 танцующих зрителей тепло- и влаговыделение в холодный период года составят
по явному теплу
◊т.изб.зр = 1540 х 130 = 200200 Вт,
по влаге:
Мвкзр = 1540 х 240 = 369600 г/ч.
Трансмиссионные теплопотсри через перекрытие в зоне арены составляют 36000 Вт. Теплоизбытии по явному теплу составляют
От изб = 200200 - 36000 = 164200 Вт.
Определяем требуемую поглотительную способность приточного воздуха при струйной подаче на танцующих на арене зрителей
по явному теплу:△力aепо явному теплу:△力aе164200 х 3,630800 х 1,24 х 1164200 х 3,630800 х 1,24 х 1=15;3℃;=15;3℃;
по явному теплу:
△力aе
по явному теплу:
△力aе
164200 х 3,6
30800 х 1,24 х 1
164200 х 3,6
30800 х 1,24 х 1
=15;3℃;
=15;3℃;
по влаге: а ?369600/
△厶"Ж00 х 1；2 = 87 г/кг.
Для выполнения санитарно-гигиенических требований круг、 лый год при использовании арены площадью 1800 м2 для временных зрительских мест и сцены оба кондиционера подают через сопла санитарную норму приточного воздуха, равную их суммарной производительности 34000 м3/ч. Согласно проведенным вьцде расчетам на сцену подается 3200 м3/ч. От 40 человек выделяюгея явное тепло и влага: явное тепло Ст.изб.сц = 40 х 130 = 5200 Вт и И^м.си = 40 х 240 = 9600 г/ч соответственно. От освещения поступает на сцену количество теплоты(2т.изб нас = 300 х 35,7 = =10710 Вт. Теплопотери через перекрытие оцениваем 7200 Вт.
Общее выделение явного тепла на сцене:
Qt.h36 = 5200 + 10710 - 7200 Вт = 8710 Вт.
Определяем поглотительную способность по п])иточному воздуху в зону сцены
по явному теплу:
по влаге:
а」9600°/
= /о。* 1,24 " 2Л Г/КГ-
Режим работы кондиционеров рассчитываем для зоны арены с танцующими зрителями. Йо выражению (3.28) определяем требуемую температуру приточного воздуха:
糸= 20—樂= 12℃,
iy = 12+ 15,3 = 27,3 ℃.
В кондиционере нагревается наружный воздух, который в расчетных условиях холодного периода года имеет Jn = 2H = 0,6г/кг. Тогда влагосодержание удаляемого воздуха составит dy = dn ^ + Дс/ас 二 0,6 + 9,7 = 10,3 г/кг.
На рис. 3.15 на I—d диаграмме находим следующие параме- I： тонка Hi — Mi = -26 ℃;厶1 = 0,6 г/кг, точка Кл — 12℃; du = 0,6г/кг; точка У： — iy = 27,3℃; dy = 10,3г/кг. "Соединяем прямой линией точки П и У. В пересечении прямой П-У с изотермой Г” = 20 ℃ получаем у?в = 38%, что отвечает с；овинм теплового комфорта в холодный период года.
У ' В зоне сцены в холодный период года сопла устанавливаются еще ближе к горизонтальному положению и К厶=1. Определяем
Рис. 3.15. Режимы работы СКВ в зоне арены для проведения представлений с танцами зрителей на свободной части арены в холодный период года в климате Москвы
парамегры воздуха на сцене в расчетных условиях холодного периода года
по температуре:
О
土н = 12 + ] = 20℃;
по влагосодержанию:
2.4厶=0,6 Н—j— = 3,0 г/кг.
Получили 力в = 20°C и Зв = 26%, что близко к уровню теплового комфорта.
Для сокращения расхода тепла на нагрев приточного воздуха в кондиционере применяется установка утилизации теплоты выбросного воздуха. На рис. 3.15 процесс У1-У2 отвечает режиму работы теплоизвлекающего теплообменника в вытяжном агрегате, а процесс Н1-Н2 — режиму нагрева приточного наружного воздуха в тепло отдающем теплообменнике.
Часто арена при проведении концертов используется в качестве дополнительной площади для сидения до 1500 зрителей. Физические и нервные нагрузки зрителей при просмотре концертов можно отнести к отдыху и тепло- и влаговыделения при ^в = 25 ℃ составляют
по явному теплу:
От.изб.зр = 1500 х 58 = 87000 Вт;
по влаге:
印вл.зр = 1500 х 50 = 75000 г/ч.
Определяем требуемую поглотительную способность приточного
^пн(мин) = 1500 х 20 =^пн(мин) = 1500 х 20 =воздуха в зону зрителей в количестве: =30000 м3/ч
^пн(мин) = 1500 х 20 =
^пн(мин) = 1500 х 20 =
по явному теплу:
= 8*°С;= 8*°С;л 87000 х 3,6
= 8*°С;
= 8*°С;
△力ас =
ас 30000 х 1,2 х 1
по влаге:по влаге:7500030000 х 1,27500030000 х 1,2= 2,1 г/кг.= 2,1 г/кг.
по влаге:
по влаге:
75000
30000 х 1,2
75000
30000 х 1,2
= 2,1 г/кг.
= 2,1 г/кг.
По выражению (3.28) вычисляем требуемую температуру приточного воздуха：
糸=25 — " = 20,2 ℃, или 0 = 20,2 + 8,7 = 28,9 ℃.
По выражению (3.27) точного воздуха:По выражению (3.27) точного воздуха:вычисляем требуемое влагосодержание при-
По выражению (3.27) точного воздуха:
По выражению (3.27) точного воздуха:
2.1
曲=12 — т2- = 10.8 г/кг, или 两=10,8 + 2,1 = 12,9 г/кг. 丄А
Для получения требуемой d^ = 10,8 г/кг охлаждение приточ- н0Г0 наружного воздуха проводим при 匾=d” = 10г/кг до температуры 力ох = 19,2 ℃. Расход холода составит:
28 5 — 19 2
QxnH = 34000 xl,2x 1…=105,4 кВт.
3600
Сравнение показывает, что в этом режиме использования арены расхода холода потребуется меньше в 385.3/105,4 = 3,7 раза.
Расчеты показали, что если предполагается использование ледяного поля в качестве арены для танцующих зрителей, потребность в холоде в теплый период года будет наибольшей. Для сокращения расхода тепла на нагрев приточного наружного воздуха принципиальная схема кондиционера, обслуживающего зону арены, в которую превращается ледяное поле, должна отличаться от схемы, представленной выше на рис. 3.8.
При использовании площади ледяного поля 1800 м2 как для игры в хоккей и др. спортивных мероприятий на льду, так и в качестве арены для сцены и зрителей, необходимо конструктивно решать два кондиционера производительностью по 17000 м3/ч по схеме, представленной на рис. 3.16. При проведении мероприятий со зрителями на арене и с артистами на сцене оба кондиционера работают по прямоточной схеме £口 = LnH = 17000 м3/ч каждый. Выброс Еу = Епн. Воздушный клапан 1 должен пропускать наружный приточный воздух в количестве 17000 м3/ч. Карманный фильтр 3 очищает поток приточного наружного воздуха. После фильтра 3 устанавливается тепло отдающий теплообменник 9 установки утилизации. Далее располагается смесительная камера 2 Для возможной рециркуляции вытяжного воздуха в нерабочие периоды здания катка для воздушного отопления или охлагкдения.
Воздухоохладитель / рассчитывается на режим использования арены в теплый период года для танцев зрителей. Калорифер 5 Рассчитывается на нагрев приточного воздуха до температуры притока. Вентилятор приточный 6 подает 17000 м3/ч при повышен- ном сопротивлении по сравнению со схемой на рис. 3.8. В вытяж-
ном агрегате после воздушных клапанов монтируется фильтр iq После фильтра располагается теплоизвлекающий теплообменник / j
Рис. 3.16. Принципиальная схема приточно-вытяжного агрегата для СКВ обслуживания ледяного поля или арены со зрителями и сценой: 1 — клапан забора наружного воздуха; 2 — смесительная камера; 3 — карманный фильтр;《一 воздухоохладитель с сепаратором; 5 — калорифер; 6 — приточный вентилятор; 7— вытяжной вентилятор; 8 — камера разделения рециркуляционного £вр и выбросного 厶，воздуха 9 — теплоотдающий теплообменник установки утилизации теплоты вытяжного воздуха; 10 ——фильтр; 11 ——теплоизвлекающий теплообменник установки утилизации с насосной циркуляцией антифриза
установки утилизации с поддоном и сепаратором. Вытяжной вентилятор 7 подбирается на большее аэродинамичное сопротивление сети по сравнению с схемой на рис. 3.8. Камера 8 слуяшт для выброса через клапаны удаляемого воздуха: £у = £пн = 17000 м3/ч.
СКВ для помещений операционныхи реанимации в больницах
Из общественных зданий наиболее сло?кной и ответственной по назначению является создание СКВ для помещений операционных и реанимации в больницах. Это связано со здоровьем людей, перенесших тяжелые операции, страдающих различными заболеваниями и имеющих ослабленный организм.
В зданиях больниц наиболее ответственными по качеству воз- гшной среды являются помещения операционных, для которых 0^g должны обеспечивать выполнение следующих требований： препятствовать распространению болезнетворных бактерий Б03душным путем;
создавать для больного и персонала операционной максималь- ное условие теплового комфорта；
препятствовать образованию статического электричества и устранять риск взрыва газов, применяемых при наркозах.
В помещениях операционных круглый год необходимо поддер- яшвать температуру 20-23 ℃ при высокой относительной влаж- н0СТи 50 60%, при которой не образуется статического электри- чества. В теплый период года температуру воздуха в помещении операционной не рекомендуется поднимать выше 23 ℃, так как операции проводятся в резиновых перчатках, в марлевых повязках； шапочках на голове и брючных костюмах, что создает дополнительные трудности отведения тепло- и влаговыделений от работающих людей. Отмечено, что при потении от людей больше исходит бактерий, что загрязняе!' воздух в помещении операцион
ной.
Анализ проектных решений показывает, что обычные размеры помещений операционных требуют подачи 2000-2500 м3/ч приточного воздуха при максимальном рабочем температурном перепаде 6 ℃, что позволяет отводить до 5 кВт • ч теплоизбытков. При проведении операций в помещении операционной может находиться до 10 человек, что вызовет теплопритоки более 1 кВт • ч. Мощные осветительные лампы и работающие аппараты могут выделять до 2 кВт • ч теплоизбытков. Теплопритоки через наружные ограждения могут составлять до 1,2 кВт • ч.
В целях экономии тепла на нагрев приточного наружного воздуха и сокращения расхода электроэнергии на работу холодильных машин предлагается использование утилизации теплоты и холода вытя?кного воздуха на нагрев и охла;кдение приточного наружного воздуха. Болезнетворные бактерии могут поступать в помещение операционной с приточным воздухом, из соседних помещений, от персонала операционной. Для очистки воздуха от бактерий необходимо осуществлять многоступенчатую очистку санитарной нормы приточного наружного £пн и внутреннего 几 воздуха. *
На рис. 3.17 показана разработанная в последние годы принципиальная схема СКВ по энергосберегающей технологии для опера-
ционной. состоящая из трех конструктивных элементов: приточно^ вытяжного агрегата 1 для круглогодовой обработки приточного на- руяшого воздуха LnH； смесительно-очистительного приточного
Рис. 3.17. Принципиальная схема СКВ помещения операционной с энергосберегающими режимами круглогодовой работы
агрегата 2 для подачи в помещение операционной приточного воздуха Еп； настенного приточного воздухор аспр сделителя 3 со встроенным фильтром 4 абсолютной очистки приточного воздуха. В технической литературе фильтры абсолютной очистки часто обозначают ПЕРА, фильтр (от англ. High Efficiency Particle Air).
При точно-вытяжной агрегат 1 включает аппараты для кругло- годовой подготовки приточного наружного воздуха LnH по энергосберегающей технологии в соогветствии с условиями формирования теплового режима в помещении операционной, что контролируется по датчику 5, воспринимающему температуру удаляемого из помещения вытяжного воздуха Еу, температура которого Ху равна температуре воздуха в операционной tB.
В холодный период года датчик 6 контроля температуры на- 疥ного воздуха iH включает насос 7 установки утилизации 8. 曾 этом режиме теплота вытяжного удаляемого воздуха Ly будет передаваться на нагрев приточного наружного воздуха. Датчик 9 контроля температуры приточчого наружного воздуха ^Пн воздействует на пускатель электродвигателя компрессора 10 и четырех- ходовой автоматический клапан 11. В режиме нагрева приточ- н0Г0 нару;кного воздуха работает компрессор 10. Четырехходовой клапан 〃 обеспечивает поступление горячих паров холодильного агента в трубки теплообменника /2, который в этом режиме являйся конденсатором (режим теплового насоса). Теплота конденсации передается в теплообменнике 12 на нагрев приточного наружного воздуха. Вытяжной удаляемый воздух охлаждается в теплообменнике /3, который в этом режиме является испарителем холодильной машине. Охлажденный удаляемый воздух выбрасывается по присоединительным воздуховодам через устройство Ц в атмосферу.
При наличии в помещении операционной окон рационально установить под окнами нагревательные приборы 15 с обязательным применением на трубопроводах подачи горячей воды терморегуляторов 16, настроенных на поддержание минимального значения температуры в помещениях 土в(мин) = 18℃. Подготовка и проведение операций требует использования в операционном помещении электропотребляющих приборов (светильников, электроприводов медицинских аппаратов и др.). Это обусловливает наличие тепловыделений, которые должны восприниматься холодным приточным воздухом. Перепад температур ме抵ду приточным воздухом и воздухом в рабочей зоне проведения операции не должен превышать 6 ℃, что требует применения специального воздухораспределения, как это показано на схеме рис. 3.17. В холодный период года в рабочей зоне поддеряшвается iB = 20℃, и температура приточного воздуха на выходе из воздухор аспределителя 3 может быть на шесть градусов ниже tB.
Требуемая температура ta приточного воздуха обеспечивается смешением в приточном агрегате 2 холодного наружного Е^н и внутреннего % воздуха. Смесь приточного воздуха Ln очищается в агрегате 2 в фильтре тонкой очистки 77и по присоединительному воздуховоду поступает к воздухораспределительному устройству 夕, в котором о существляется концевая абсолютная очистка приточ- н°го воздуха в фильтрах /. Благодаря последовательной очистке приточного воздуха в фильтрах агрегатов 1 и 2 обеспечивается не
только высокая степень очистки, но и достаточно продолжительна работа концевого фильтра / без замены на новый фильтрующ^ материал.
В холодный период года из-за низкого влагосодержания на， ружного возпуха в операционной относительная влажность воздуХа может понизиться до регламентируемого нижнего предела 40% Для возможности повышения относительной влажности воздуха в приточном агрегате 2 или в помещении операционной необходимо установить паровой увлажнитель /8, работа которого регулируется датчиком 19 контроля нижнего уровня влажности внутреннего воздуха.
В качестве приточно-вытя?кных агрегатов 7 рекомендуется использовать кондиционеры типа VPL по двухступенчатой схеме утилизации тепла и холода вытяжного воздуха. В табл. 3.1 представлены основные технические показатели двух типов кондиционеров VPL, которые рекомендуется к применению в СКВ операционных обычных размеров.
Рассмотрим пример системы кондиционирования воздуха для обслуживания помещения операционной с наружной стеной длиной 7м с двумя окнами, глубиной 6м, высотой 4м. В проведении операции участвует 6 человек. Мощность светильников 1,0 кВт. Мощность электрооборудования медицинских аппаратов, работающих при проведении операций. 0,6 кВт.
Решение:
Тепловыделение от людей в холодный период при тяжелой работе 130 Вг/чсл. Тепловыделения 6 человек составят:
<К.мзб = 130 х 6 = 780 Вт.
Теплопотсри через наружные ограждения в холодный период года компенсируются работой двух отопительных приборов, установленных под окнами. У отопительных приборов на трубопроводах горячей воды смонтированы терморсгуляторы RTD, настроенные на минимальную температуру iB(MHH)= 18℃. Теплоизбытки в помещении операционной в холодный период года составляют:
◊Кб = Ю00 + 600 + 780 = 2380 Вт.
Под потолком в помещении операционной смонтированы два возду- хораспределигеля 3 (см. рис. 3.17) с размерами каждый: длина 2160 мм) высота 410 мм, ширина нижней части 720 мм, ширина верхней части 830 мм. Присоединительный патрубок в задней стенке имеет высоту 150 мм и длину 800 мм. Номинальная производительность по возду-
Таблица 3.1
ические показатели и рекомсндуемые режимы работы кондиционеров VPL в СКВ помещений операционных
—一^Наименование и величина
показателя
Тип кондиционера
VPL 15
VPL 25
"Холодный период года tH = —26 ℃, tyi = 20 °C
Производительность по приточному наруж- H0Mv и вытяжному воздуху при малой скорости вращения рабочих колес вентиляторов, м3/4
200
480
Потребляемая мощность электродвигателей вентиляторов, кВт • ч
0,05 х 2 = 0,1
0 J х 2 = 0,2
Тепловая производительность компрессора в режиме теплового насоса, кВт • ч
1,8
3,2
Потребляемая мощность электродвигателем компрессора, кВт • ч
0,6
1,4
Потребляемая мощность электродвигагелем насоса установки утилизации, кВт ■ ч
ОД
0,2
Теплый период года 力н = 28,5 ℃, tyi = 24 ℃
Производительность по приточному наружному и вытя/кному воздуху при максимальной скорости вращения рабочих колес вентиляторов, м3/ч
400
800
Потребляемая мощность электродвигателем вентиляторов, кВт • ч
0.14 х 2 = 0,28
02 х 2 = 0,4
Охладительная производительность компрессора, кВт ■ ч
1,4
3,9
Потребляемая мощность электродвигателем компрессора, кВт • ч
0,6
1,6
Габаритные размеры двух блоков, мм:
Высота
Ширина
Длина
715
400
650 + 705
7G5
570
700 + 740
Масса двух блоков, кг
28 + 50
38 + 65
ху 1200 м3/ч. Примененные два воздухораспределителя обеспечивают комфортную подачу в помещение операционной 2400 м3/ч охлажденного
воздуха с рабочим температурным перепадом до 6℃. Вычислим требу, емый рабочий перепад температур для поглощения расчетных тсплоиз? бытков в холодный период года:…
—2380 x 3,6
2400 x 1,23x1°
Вычисляем требуемую температуру приточного холодного воздуха- 幻=々一 △力р = 20 - 3 = 17 ℃, что отвечает комфортности воздухо： распределения
Определяем требуемый расход санитарной нормы приточного на- ру/кного воздуха:
£ин(мин)= 6 х 80 = 480 м3/ч.
По табл. 3.1 принимаем кондиционер VPL 25 и £пн = 480*F/q.皿出 точный воздух требуемой температуры образуется путем смешения сан- нормы холодного наружного воздуха с рециркуляционным воздухом в количестве 2000 м3/ч. Из преобразованного балансового уравнения смеси вычисляем требуемую температуру холодного приточного наружного воздуха:“
, Lnpntn - ДзАЛ 2400 х 1,23 х 17- 2000 х 1,2 х 20° ℃
'пн —;—”= 3,6 С.
■^пнРпн480 х 1)28
Вычисляем температуру приточного наружного воздуха после нагрева в тепло отдающем тепло обменнике установки утилизации, теплотехническая эффективность которой ^ty = 0,36:'
力普二 0,36 х (20 + 26) - 26 = -9,5 ℃.
Вычисляем возможный нагрев приточного наружного воздуха во второй ступени кондиционера VPL 25 ——тепловом насосе:
△，тн =△，тн =3200x3,6480 х 1,3 х 13200x3,6480 х 1,3 х 1=18,5 ℃.=18,5 ℃.
△，тн =
△，тн =
3200x3,6
480 х 1,3 х 1
3200x3,6
480 х 1,3 х 1
=18,5 ℃.
=18,5 ℃.
Вычисляем достигаемую температуру нагретого в двух ступенях утилизации приточного наружного воздуха:
inn = -9,5 + 18,3 = 9 °C,
что больше требуемой fnH = 3,6℃. Следовательно, располагаемая те- пловая производительность двух ступеней утилизации теплоты вытяжного воздуха в кондиционере VPL 25 является достаточной для требуемого нагрева приточного наружного воздуха в расчетных условиях холодного периода года. Датчик 9 в холодный период года настроен на
⑪ер笊аннс £пн — 3,6℃ и будет снижать тепловую производительность п°мПрессора l6・ С ростом температуры наружного воздуха будет воз- * ；тать температура iH2 нагрева в теплоизвлекающем теплообменнике Р，тановки утилизации 8 приточного наружного воздуха. При дости^кении ；'=—5 °C температура приточного наружного воздуха после установки утилизации 8 будет: ”
力・2 二 0.36 х (20 — 3) = 4,3 匕
qT0 обусловит остановку по команде датчика 9 электр одвигатол я компрессора 10. Дальнейший рост tH до 3,6℃ будет воспринят датчиком 6〉 п0 команде которого будет остановлен насос 7 установки утилизации 8・ Повышение температуры удаляемого воздуха практически равно темпе- ратуре воздуха в помещении операционной £у = tB, выше 20 ℃ будет воспринято датчиком 5, который подает команду на повышение числа оборотов электродвигателей приточного и вытяжного вентиляторов агрегата 1.
Производительность по приточному и вытяжному воздуху вентиляторов кондиционера VPL 25 возрастает до 800м3/ч. При возрастании iy и 厶 до 23 ℃ датчик 5 подает команду на чстыр ех ходов ой вентиль 77 и компрессор 5 для включения в работу холодильной машины в реяшме охлаждения приточного наружного воздуха.
В расчетных условиях теплого периода года от людей при тя^келой работе будет выделяться явного тепла 105 Вт/чел. Теплоизбытки от 6 человек составят:
◊т.изб.л = 105 х 6 = 630 Вт.
К тепловыделениям от светильников и оборудования добавятся те- плопритоки через наружные ограящения в 800 Вт. Общие теплоизбытки в теплый период года составят:
QT.036 = 1000 + 600 + 630 + 800 = 3030 Вт.
Вычисляем требуемый рабочий перепад температур для поглощения теплоизбытков в теплый период года:
А 3430 х 3,6°
△*раб = 2400 х ],2 х ] = 3/ С.
Требуемая температура приточного воздуха:
卜= 23-3,7= 19,3 °C,
'то отвечает условиям теплового комфортного воздухораспределения для принятых конструкций воздухораспределителя и схемы подачи охлажденного воздуха под потолком помещения.
Из уравнения баланса смеси приточного воздуха вычисляем td。 буемую температуру охлажденного наружного воздуха:&
_ 2400 义 1,21 х 19,3 - 1600 х 1,18 х 23 _。
—800 х 1,22二 13,2 С
В условиях теплого периода года при повышении iH > 25 ℃ дат. чин 6 подает команду на пуск насоса 7 установки утилизации 8 и буде^ осуществляться режим утилизации холода вытяжного воздуха с темпера， турой 力у = 23 ℃ на охлаждение приточного наружного воздуха, которое в 1)асчетном режиме составит””
△Mox.y = 0,36 х (28.5 - 23) = 2 ℃.
От работы компрессора 10 в режиме охлаждения сни?кение энтальпии приточного наружного воздуха составит
△'н.ох.х.м =△'н.ох.х.м =Qx.M X 3,63900 х 3,6 -с г ,
△'н.ох.х.м =
△'н.ох.х.м =
~7二 而= 15.2 кДж/кг. 厶inOnH800 х 1,16
Энтальпия охла?кдснного приточного наружного воздуха будет
/пн 二？н — △『н.ох.у — △『н.ох.х.м = 54 — 2 — 15.2 二 37,4 кДж/кг.
На рис. 3.18 в правой части представлено построение на Z-cZ диаграмме режима работы СКВ в расчетных условиях теплого периода года. Из построения следует, что редким охлаждения приточного наружного воздуха в испарителе холодильной машины (процесс Нг-Ох) кондиционера VPL 25 проходит с конденсацией влаги. Принимаем конечную относительную влаяшость охлажденного и осушенного воздуха 92% и построением находим точку Ох с температурой 13,3 ℃, что отвечает вы- чиспенной выше требуемой температуре охлажденного воздуха.
В теплый период года влаговыделения от человека при тяжелой работе равны 270 г/(чол-ч). Общие влаговыделения от людей в помещении операционной будут
WBJl = 270 х 6 = 1620 г/ч.
Удельная поглотительная способность смеси охлажденного приточного воздуха составит:
二 0,56 г/кг.二 0,56 г/кг.恥“=162。
二 0,56 г/кг.
二 0,56 г/кг.
Ln х рп — 2400 х 1,2
Принимаем относительную влажность в помещении операционной 56% и 土в = 23 ℃ (точна В). Точка смеси (П) будет находиться на
(°立 Ох-В. Из построения следует, что влагосодержание приточного nP^yxa равно 9г/кг, а влаге содержание воздуха в помещении 9,56 г/кг, Р°потвечает расчетному поглощению влагоизбытков.В ]8. В левой части на рис. 3.18 прсдставленно построение реяшма ра- 60Tbi dKB в расчетных условиях холодного периода года. Влаговыделения(°立 Ох-В. Из построения следует, что влагосодержание приточного nP^yxa равно 9г/кг, а влаге содержание воздуха в помещении 9,56 г/кг, Р°потвечает расчетному поглощению влагоизбытков.В ]8. В левой части на рис. 3.18 прсдставленно построение реяшма ра- 60Tbi dKB в расчетных условиях холодного периода года. Влаговыделения/, кДж/кг/, кДж/кг(рв=56%(р=с=60%(рв=56%(р=с=60%4=28,5 ℃4=28,5 ℃(р=100%(р=100%/п= 18,7 °C/п= 18,7 °C/н, 54 кДж/кг/н, 54 кДж/кг4 g = 26,篁g!iФмин=50% / В/=/=20℃у '// ? 74 g = 26,篁g!iФмин=50% / В/=/=20℃у '// ? 7、=4=20℃ в、=4=20℃ вПУ ОХ玄=11&℃ПУ ОХ玄=11&℃4=5,8 г/кг4=5,8 г/кг4= 9 г/кгIt/IIK= 9,56 г/кг4K=9,5 г/кг4= 9 г/кгIt/IIK= 9,56 г/кг4K=9,5 г/кг4K =6,28 г/кг I4=7,1 г/кг4K =6,28 г/кг I4=7,1 г/кг< г/кг< г/кгРис. 3.18. Построение на I—d диаграмме расчетных режимов круглогодовой работы СКВ в помещении операционнойРис. 3.18. Построение на I—d диаграмме расчетных режимов круглогодовой работы СКВ в помещении операционнойот человека при тя/келой работе при in = 20 ℃ составляют 240 г/(чел • ч). Общее влаговыделения в помещении от людей:Wajl = 240 х 6 = 1440 г/ч.от человека при тя/келой работе при in = 20 ℃ составляют 240 г/(чел • ч). Общее влаговыделения в помещении от людей:Wajl = 240 х 6 = 1440 г/ч.19. Возможное увеличение влагосодер?кания приточного воздуха от наличия влаговыделений в помещении операционной составит:19. Возможное увеличение влагосодер?кания приточного воздуха от наличия влаговыделений в помещении операционной составит:14402400 х 1,2614402400 х 1,26=0,48 г/кг.=0,48 г/кг.
(°立 Ох-В. Из построения следует, что влагосодержание приточного nP^yxa равно 9г/кг, а влаге содержание воздуха в помещении 9,56 г/кг, Р°потвечает расчетному поглощению влагоизбытков.
В ]8. В левой части на рис. 3.18 прсдставленно построение реяшма ра- 60Tbi dKB в расчетных условиях холодного периода года. Влаговыделения
(°立 Ох-В. Из построения следует, что влагосодержание приточного nP^yxa равно 9г/кг, а влаге содержание воздуха в помещении 9,56 г/кг, Р°потвечает расчетному поглощению влагоизбытков.
В ]8. В левой части на рис. 3.18 прсдставленно построение реяшма ра- 60Tbi dKB в расчетных условиях холодного периода года. Влаговыделения
/, кДж/кг
/, кДж/кг
(рв=56%
(р=с=60%
(рв=56%
(р=с=60%
4=28,5 ℃
4=28,5 ℃
(р=100%
(р=100%
/п= 18,7 °C
/п= 18,7 °C
/н, 54 кДж/кг
/н, 54 кДж/кг
4 g = 26,篁g!iФмин=50% / В/=/=20℃у '// ? 7
4 g = 26,篁g!iФмин=50% / В/=/=20℃у '// ? 7
、=4=20℃ в
、=4=20℃ в
ПУ ОХ
玄=11&℃
ПУ ОХ
玄=11&℃
4=5,8 г/кг
4=5,8 г/кг
4= 9 г/кг
I
t/IIK= 9,56 г/кг
4K=9,5 г/кг
4= 9 г/кг
I
t/IIK= 9,56 г/кг
4K=9,5 г/кг
4K =6,28 г/кг I
4=7,1 г/кг
4K =6,28 г/кг I
4=7,1 г/кг
< г/кг
< г/кг
Рис. 3.18. Построение на I—d диаграмме расчетных режимов круглогодовой работы СКВ в помещении операционной
Рис. 3.18. Построение на I—d диаграмме расчетных режимов круглогодовой работы СКВ в помещении операционной
от человека при тя/келой работе при in = 20 ℃ составляют 240 г/(чел • ч). Общее влаговыделения в помещении от людей:
Wajl = 240 х 6 = 1440 г/ч.
от человека при тя/келой работе при in = 20 ℃ составляют 240 г/(чел • ч). Общее влаговыделения в помещении от людей:
Wajl = 240 х 6 = 1440 г/ч.
19. Возможное увеличение влагосодер?кания приточного воздуха от наличия влаговыделений в помещении операционной составит:
19. Возможное увеличение влагосодер?кания приточного воздуха от наличия влаговыделений в помещении операционной составит:
1440
2400 х 1,26
1440
2400 х 1,26
=0,48 г/кг.
=0,48 г/кг.
После нагрева в двух ступенях кондиционера VPL 25 температура приточного наружного воздуха tn = 4,3 ℃ и влагосодер?кание
dn = 0,4г/кг (точна ПН). В помещении операционной влагосодержание воздуха поддеряшвается на допустимом уровне dD = 7,1 г/кг (точка Вх) Параметры смеси приточного воздуха будут находиться на прямой Вх^Цн в точке П при 力и = 17℃ и rfn = 5,8 г/кг. Возможное приращение вЛа, го содержания приточного воздуха от восприятия им влаговыделений в помещении составит
"“к =厶 + △& = 5,8 + 0,48 = 6,28 г/кг.
Местный паровой увлажнитель в помещении операционной должен дополнительно выпарить в приточный воздух следующее количество водяного пара (точка ПУ):
9пу9пу—2,4 кг/ч.—2,4 кг/ч.
9пу
9пу
—2,4 кг/ч.
—2,4 кг/ч.
С запасом выбираем мощность местных паровых увлалшите- лей 3,0 кг/ч, что потребует затрат электроэнергии 2,5 кВт • ч. Для экономии электроэнергии на работу паровых увлажнителей датчик контроля влажности воздуха в помещении операционной необходимо настраивать на поддержание требуемого минимального уровня влажности внутреннего воздуха 屮в(ммн)= 50%. На рис. 3.18 заштрихованным сектором выделены границы возмо?кных изменений параметров воздуха в помещении операционной, на которые рекомендуется настраивать датчики контроля нижнего и верхнего допустимого уровня температур и относительной вла;кности. Кондиционеры типа VPL поставляются с двойными огр аж дающими стенками, заполненными изоляцией толщиной 50 мм. Это позволяет устанавливать кондиционеры снаружи (на крыше, на консолях на внутренних стенах зданий и др.), что особенно удобно при устройстве СКВ в существующих зданиях, где нет специальных помещений под их размещение Из схемы на рис. 3.17 видно, что к кондиционерам VPL для их круглогодового функционирования не требуется подведения трубопроводов горячей и холодной жидкости, а достаточно только подвести электроэнергию.
Смесигельно-очистительный приточный агрегат производительностью 2400 м3/ч рационально применить в конструктивном исполнении для возможного подвесного монтажного положения с высотой не более 380 мм. Это позволит смонтировать агрегат под потолком в коридоре рядом с помещением операционной. Настенные в озду хора спр еде лите л и рационально монтировать на той стене помещения операционной, к которой удобно подвести короткие присоединительные воздуховоды и где есть доступ для периодической смены (не чаще двух раз в год) в них материала фильтров абсолютной очистки.
Глава 4
СОВРЕМЕННЫЕ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯВОЗДУХА В ПРОМЫШЛЕННЫХ ЗДАНИЯХ
Общие подходы к повышению энергетическойэффективности и санитарно-гигиенических качествсистем кондиционир ования в пр омышленных зданиях
Повышение энергетической эффективности систем кондиционирования и вентиляции в промышленных зданиях возможно только при учете специфических особенностей технологических пр оизв одствепных процессов, о суще ств ляемых в обслуживаемом помещении. Наибольшее распространение в промышленных зданиях получили техно логиче ски-i^ омф ортные СКВ, которые в рабочей зоне проведения производственного процесса поддерживают параметры воздуха, достаточно благоприятные для производственной технологии и теплового комфорта работающих в этой зоне людей. Практически получается, что обеспечиваемые и поддерживаемые тсхнологичеиш-комфортными СКВ параметры воздуха не отвечают оптимальным условиям ведения технологии производ- сгва и комфортного теплового состояния человеческого организма. Для достижения оптимальных условий рекомендуется изыскивать возмо/кности разделения систем: на технологические, обслуживающие технологи че с кий процесс в самом оборудовании или в непосредственном месте его проведения; комфортные, которые выполняют функции обеспечения санитарно-гигиенических требований. В дальнейшем изложении буду г показаны возможные пути реализации такого разделения систем.
Для обеспечения энергетической эффентивности функционирования СКВ в производственных зданиях следует выполнять следующие общие рекомендации по энергосбережению:
——подачу приточного воздуха производить в рабочую зону с повышением рабочего перепада температур путем увеличения температуры вытя/кного воздуха;
—осуществлять поглощение части тсплоизбытков путем per,v лирования местных охла/кдающих устройств;
——места технологических процессов со значительными выде. лениями пылевых и газовых вредностей оборудовать местным^ устройствами улавливания загрязнений, не допуская их распре страненис в объеме рабочей зоны:
——стремиться к использованию приточных и вытяжных агрегатов на минимально-тр ебуемую по саннормам или технологии производительность по приточному наружному воздуху 几心砌= =Еу；
——на нагрев приточного наружного воздуха использовать теплоту вытяжного воздуха путем применения установок утилизации; *
—использовать холод наружного воздуха для отведения тепло- избытков от технологического оборудования;
——отказаться от центральной рециркуляции и заменять ее местной через местные аппараты, обеспечивающие изменения параметров приготовленного воздуха в соответствие с условиями формирования теплового режима и поддержания требуемой кондиции воздушной среды в обслуживаемой зоне производственного помещения;
——выделять технологическое оборудование, требующее поддержание специальной кондиции воздушной среды, в специальные, локальные системы.
На примере некоторых характерных областей применения рассмотрим особенности создания современных СКВ в различных по назначению зданиях
Преимущества местно-центральныхсистем по сравнению с традиционнымицентральными СКВ в промышленных зданиях
В промышленных зданиях наибольшее распространенис получили центральные СКВ с центральной рециркуляцией внутреннего воздуха и наличием зональных подогревателей приточного воздуха в отдельные зоны помещения [1]. Более экономичным и качественными по создаваемому микроклимату являются местно- центральные СКВ. Рассмотрим особенности традиционных центральных и местно-центральных СКВ на примере цеха офсетной печати по л игр афиче ского предприятия.
口о условиям обеспечения качественной технологии цветной пе- и в зоне технологического оборудования круглый год должны ^Одерживаться следующие нормируемые параметры [1]： темпера- 11a 力в = 25 士 0,5 ℃; относительная вла?кпость <рв = 46 土 1%. На РйС- 4.1 на диаграмме вла?кного воздуха показано построе- ние расчетного режима работы центральной СКВ в теплый пе- йОд года в климате Москвы при параметрах Б [18]力н = 28,5 °C;
J, г/кг
Рис. 4.1. Построение на I—d диаграмме расчетных режимов работы центральной СКВ с переменной рециркулпцией в теплый и холодный периоды года в климате Москвы в цехе цветной печати
/н = 54 кДж/кг. В цехе цветной печати расчетные теплоизбытки по явному теплу составляют 120 кВт • ч, а влаговыделений от 30 работающих людей ТУВЛ.Л = 30 х 185 二 5550 г/н. На рис. 4.1 показанья возможные границы изменения требуемых по технологии цветной печати параметров внутреннего воздуха (точка В). Из сравнения параметров в точке В и наружного в точке Н еле-
дует, что энтальпия внутреннего воздуха 厶=48 кД?к/кг меныце энтальпии наружного воздуха ZH = 54 кД?к/1^г. Поэтому в традиционных центральных СКВ используется центральная рециркуЛа； ция [1]. Для поддержания требуемой температуры и относительной влажности воздуха смесь наружного £н и рециркуляционного вОз. духа £в необходимо охлаждать и осушать. По ведомственным технологическим нормативам на одного работающего круглый год Не. обходимо подавать 80 м3/ч приточного наружного воздуха. Тогда минимально-неизбежный расход приточного наружного воздуха пл формуле (1.7) составит У п。
■^пн(мин) = 30 х 80 = 2400 м3/ч.
Смесь приточного воздуха (LH + £в) = £п необходимо в центральном кондиционере охлаждать и осушать. Для поглощения тепловыделений при рабочем перепаде температур Д^ас = £в — % = 8℃ требуемый расход приточного воздуха по формуле (1.1) составит
=44300 м3/ч.=44300 м3/ч.120000 х 3,6
=44300 м3/ч.
=44300 м3/ч.
1,22(25 - 17) х 1
Согласно традиционным рекомендациям [1] расход наружного воздуха в смеси с рециркуляционным должен быть не менее -10% от расхода приточного:
%н = 01, х 44300 = 4430 м3/ч.
Рабочий перепад по восприятию влаговыделеиий в цехе составит
一 5550 с “ ，
Л4с = 44300 = 0,125 Г/КГ，
Или влагосодержание приточного воздуха должно быть
% =厶一△"ас = 9,0 — 0,125 = 8,875 г/кг.
Параметры смеси наружного и рециркуляционного воздуха отвечают точке СМ: 土см = 26 ℃; c/см = 9,2 г/кг; ZCM = 50кД?к/кг- Для реализации реяшма охла?кдения и осушения приточного воздуха в поверхностном воздухоохладителе при начальной влажности воздуха Зсм = 44% возможно охладить смесь приточного воздуха до Wox = 92% [8]. В месте пересечения w°x = 92% и 呢=8.875 г/кг находим параметры охлажденного и осушенного приточного воздуха 土ох = 13,2 °C; /ох = 35,5 кДж/кг.
расход холода на охла?кдснис смеси приточного воздуха в воз- духоохладителе центрального кондиционера составит
q 二 £n X pjcz & = 44300 X 1,22 5。^总=217685 Вт.
3,63,6
В вентиляторе и приточных воздуховодах охлажденный приточ- ннй воздух нагреется на 1 ℃. Для получения требуемой темпера- турЬ1 притока tn = 17℃ в калорифере второго подогрева необходимо затратить тепла
Г%П — %OX.I
Qwi =小 Ai X Ср 3,6=
17 — 14 2
=44300 х 1,21 х 1— = 41691 Вт.
3,6
Да；кс в расчетные сутки теплого периода года теплоизбытки в цехе могут изменяться от 100% до 40%. Для поддер?кания требуемых по технологии параметров воздуха (точка В) датчик контроля температуры воздействует па автоматический клапан, обеспечивающий увеличение тепловой производительности калорифера второго подогрева при снижении Qtws в цехе.
Проведенный анализ показывает, что в традиционных центральных СКВ первоначально затрачивается холод на режим охлаждения и осушения приточного воздуха, а затем для поддержания требуемых по технологии параметров воздуха в рабочей зоне затрачивается тепло в калорифере второго подогрева. При проектировании СКВ для цехов значительной площади и наличием участков производства с изменяющимися по времени суток тепловыделениями прибегают к применению многозональных СКВ. От общего приточного коллектора в цехе подводится несколько приточных отводов. На каждом отводе монтируется зональный воз- духонагрсватсль, управляемый от датчика контроля в каждой обслуживаемой зоне цеха.
В холодный период года в традиционных центральных СКВ не применялись установки утилизации теплоты вытяжного воздуха на нагрев приточного наружного воздуха. К сожалению, эта тенденция продолжается и до настоящего времени даже в головных проектных институтах. Поэтому в левой части на рис. 4.1 показаны режимы работы СКВ в расчетных условиях холодного периода года без применения установки утилизации. Минимальный на- 「Рев приточного наружного воздуха по условиям безопасности от
обмерзания может быть принят 力内=5 °C. Путем смешения подо гретого до энтальпии IKi = 6,5 кДж/кг наружного и внутреннего рециркуляционного воздуха 厶=48 кДж/кг необходимо получить энтальпию смеси /см = 35,5 кДж/кг, являющуюся контролируе' мым параметром при круглогодовой работе СКВ с точным и 眩 стоянным поддержанием параметров воздуха в рабочей зоне (ТОч' на В). Из уравнения баланса смеси получим выра;кение для на、 хо?кденин требуемого расхода подогретого наружного воздуха：
(4.1)(4.1)Г е£厶一/ем) з /
(4.1)
(4.1)
厶пн = —;7. M /q.
По выра?кению (4.1) для рассматриваемого примера получим:
г 44300 X (48 - 35,5)а
—二 13343 м%・
Расход рециркуляционного воздуха в расчетных условиях холодного периода составит
厶=厶н — £пн = 44300 一 13343 = 30957 м3/ч.
Проведенный расчет показал, что из-за не обходимо сти получения требуемой постоянной энтальпии смеси 1СМ = 35,5 кДж/кг в холодный период года необходимо увеличивать расход приточного наружного воздуха в смеси. Это потребует применения автоматических регулируемых воздушных клапанов в патрубках забора наружного воздуха, в патрубке присоединения к вытяжному агрегату рециркуляционного воздуховода и в патрубке выброса удаляемого воздуха Ly в атмосферу. Такой узел автоматического регулирования усложняет СКВ и требует постоянного контроля и наладки.
В левой части рис. 4.1 представлено построение на диаграмме влажного воздуха режима работы центральной СКВ при параметрах Б в климате Москвы: tn = —26℃, dH = 0,6 г/кг.
Расход тепла в калорифере первого подогрева составит
Ст.кал.1 = 13343 х 1,3 х 1。广廿=149367 Вт.
р3уЛьтате смешения подогретого и рециркуляционного воздуха В Дунаем параметры в точке СМ: /,см = 19.2℃; ^См.м = 12,9℃, 号'二 35.5 кД?к/нг. Для достижения параметров воздуха в точ- У”0Х необходимо полученную смесь приточного воздуха адиабатно ^лаячнить. Наилучшим энергетическим показателем в режимах адиабатного увлажнения обладают технологические блоки с оро- таемнм слоем из гигроскопического материала.
Эф фективно сть релшмов адиабатного увлажнения оценивается показателем
Eq =Eq =力см — £ох19,2 - 13：2力см — £ох19,2 - 13：219.2 — 12,919.2 — 12,9=0,95.=0,95.
Eq =
Eq =
力см — £ох19,2 - 13：2
力см — £ох19,2 - 13：2
19.2 — 12,9
19.2 — 12,9
=0,95.
=0,95.
Орошаемые слои глубиной 300 мм обеспечивают требуемый показатель эффективности адиабатного увлалшения.
В приточном воздуховоде и вентиляторе принимаем нагрев на 1℃ и тогда получим ^xi = 14,2℃. В холодный период года при теплопотерях через наруя^ные ограждения и при отсутствии солнечной радиации расчетные теплоизбытки составляют 85 кВт • ч. Вычисляем требуемую температуру приточного воздуха для поглощения расчетных теплоизбытков в холодный период года:
(4・2)(4・2),+ ^т.изб.х * 3600 Ор
(4・2)
(4・2)
上口 Х 0口 X еp
Для рассматриваемого примера по формуле (4.2) получим
85 х 3600V = 25 ly.o С.
гьх 44300 х 1,22 х 1
В калорифере второго подогрева или в зональных подогревателях в расчетном режиме потребляется количество теплоты
19,3 — 14,3 г п
Qt.k&e = 44300 义 1,22 义］= 75064 Вт.
Общий расход тепла в СКВ в расчетном ре?кимс холодного периода гида равен
£ Qt.ckb 二 Qt.w.h + Qt.3.1 = 75064 + 149367 = 224431 Вт.
HZ рис. 4.2 представлена принципиальная схема центральной СКВ с переменной рециркуляцией и тремя зонами обслуживай^
Рнс. 4.2. Принципиальная схема центральной СКВ с переменной рециркуляцией, обслуживающей три зоны в цехе цветной печати，
в цехе цветной печати. В центральном кондиционере 1 по ходу воздуха смонтированы следующие технологические блоки:'
——автоматический клапан поступления переменного расхода наружного воздуха 上口亩
—— воздушный фильтр;
—калорифер первого подогрева;
—камера смешения переменных расходов наружного Ан и рециркуляционного £вр воздуха;
——теплообменник для охлаждения приточного воздуха Ln；
——блок орошаемых слоев для адиабатного увлажнения приточного воздуха
——приточный вентилятор для подачи постоянного расхода приточного воздуха £п = %н + Евр.
Приточным воздуховодом 2 центральный кондиционер 1 связан с тремя отводами 3 в три зоны обслуживасмого цеха. На каждый
од имеется зональный подогреватель /, тепловая производи- 0T Hост которых управляется от датчика 5 контроля темпера- т®* j воздуха 力в в каждой выделенной рабочей зоне цеха.
Т^ Через приточные устройства 6； расположенные под потолком ха. приточной воздух с температурой 力口 струями поступает в абоиую зону, одновременно смешивается с конвективными пото- 匕аМ0 отепленного и загазованного воздуха. Вытяжной воздух LB чРр6з вытяжные устройства 7 по вытяжным воздуховодам 8 поступает в вытяжной агрегат 9, в котором по ходу воздуха смонтированы следующие технологическис блоки:
—воздушный автоматический клапан, для забора вытяжного воздуха Ев, управляемый от магнитного пускателя электродвига
теля вытя7кного вентилятора;
一一 воздушный фильтр;
—вытяжной вентилятор забора постоянного расхода вытя?к- ного воздуха 厶；
—разделительная воздушная камера с автоматическими взаи- мообратными воздушными клапанами для поступления переменного расхода вытяжного воздуха £вр в воздуховод центральный рециркуляции 9 и выбросом в атмосферу переменного расхода удаляемого воздуха Ly уерез воздуховод 10.
В качестве альтернативного варианта традиционной центральной СКВ рассматривается местно-центральнан СКВ для промышленных зданий на примере цеха цветной печати с тремя зонами обслуживания, которая имеет следующие отличительные особен
ности:
——в центральном кондиционере постоянной производительности £пн круглый год по прямоточной схеме приготовляется только приточный наружный воздух, на который возлагается задача поглощение расчетных влаговыделений в обслуживаемых зонах;
——в каждой обслуживаемой зоне цеха вместо зонального подогревателя устанавливается местный вентиляторный агрегат с фильтром, воздухоохладителем и смесительной камерой;
■~ приготовленный воздух подается в цех через ламинарные воздухораспределители по высоте рабочей зоны;
——под потолком цеха через вытяжные устройства забирается постоянный расход Ly отепленного загазованного воздуха, который по соединительным вытяжным воздуховодам поступает в центральный вытяжной агрегат, включающий фильтр и теплоизвле- кающий тепло обменник установки утилизации.
На рис. 4.3 показано построение в правой части на диаграмм влаяшого воздуха режима работы местно-центральной СКВ в i^x；
Рис. 4.3. Построение на I—d диаграмме расчетных режимов работы местно-центральной СКВ в теплый и холодный периоды года в климате Москвы в цехе цветной печати
цветной печати в теплый период года в климате Москвы [18]. Производительно сть центрального кондиционера сохраняем такой же, с минимальным расходом приточного наружного воздуха Епн 二
4430 м3/ч, кан и в рассмотренной по рис. 4.1 режиме работы 2 и высота рабочей зоны 2 м.4430 м3/ч, кан и в рассмотренной по рис. 4.1 режиме работы 2 и высота рабочей зоны 2 м.альной СКВ. Площадь цеха 700 мальной СКВ. Площадь цеха 700 мцентр &гда кратностьцентр &гда кратностьсмены наружного воздуха в рабочей зоне составитсмены наружного воздуха в рабочей зоне составитКпн =Кпн =Епан%а6.зЕпан%а6.з4430700 х 24430700 х 2=3,16 об/ч,=3,16 об/ч,
4430 м3/ч, кан и в рассмотренной по рис. 4.1 режиме работы 2 и высота рабочей зоны 2 м.
4430 м3/ч, кан и в рассмотренной по рис. 4.1 режиме работы 2 и высота рабочей зоны 2 м.
альной СКВ. Площадь цеха 700 м
альной СКВ. Площадь цеха 700 м
центр &гда кратность
центр &гда кратность
смены наружного воздуха в рабочей зоне составит
смены наружного воздуха в рабочей зоне составит
Кпн =
Кпн =
Епан%а6.з
Епан%а6.з
4430
700 х 2
4430
700 х 2
=3,16 об/ч,
=3,16 об/ч,
чт0 достаточно для удаления запахов из рабочей зоны цеха.
Поглотительная способность приточного наружного воздуха по восприятию влаговыделений составит
A j _ 忆"_ 5550 …
4430'/
Благосодер;кание осушенного и охлажденного приточного наружного воздуха при подаче в рабочую зону и вытяжке под потолком цеха вычисляется по формуле
& = "у - А^ас； г/кг. (4.3)
По условиям комфортного поступления в рабочую зону приточного воздуха температура притока может быть принята с рабочим перепадом 5°С:九=25 — 5 = 20 ℃.
По формуле (1.13) температура удаляемого отепленного воздуха при Kl = 2,3 составит
"=2,3(25 - 20) + 20 = 31,5 ℃.
Принимаем влагосодсря^анис удаляемого воздуха dy = 9,5 г/кг при энтальпии 1у = 56 кДж/кг. Тогда по формуле (4.3) влагосодержание приточного воздуха будет
dn = 9,5 — 1,25 = 8,25 г/кг.
При охлаждении и осушении приточного наружного воздуха до Ui = d°x = 8.25 г/кг температура охлаячденного воздуха iox = =12,5 ℃,力ох.м 二 11,6 ℃, энтальпия 10х = 33,5 кД?к/кг. В приточном вентиляторе происходит нагрев на 1 ℃)и тогда получим: %1 = 13,5 ℃ и Axl = 34 кДж/кг.
Вычисляем количество явных теплоизбытков, воспринимаемых в цехе удаляемым воздухом Ly = £пн:
Qr.ac.mi = £цн 义 Рпн 义 ^ ^, Вт.(4・4)
Для рассматриваемого примера по формуле (4.4) получим
3] 5 — 13 5
Qx.ac.nH = 4430 х 1,21 х 1——= 26580 Вт.
3,6
Для восприятия остальных тепловыделений охладительная СПо^ собность местных вентиляторных агрегатов должна быть
Qb.ox = @г.мзб - Qx.ac.nH = 120000 - 26580 = 93420 Вт.
Охлаждение внутреннего воздуха в местных вентиляторных агрегатах о суще ствляется при постоянном влаго содержании 恥 температуры iB.ox, при которой при смешении с охлагкденным при- точным наружным воздухом температурой ^oxi была получена комфортная температура притока iCM =力口 = 20 °C.
Принимаем расчетную температуру охлажденного в местных вентиляторных агрегатах внутреннего воздуха iB.ox = 21 ℃ и определяем требуемый расход внутреннего воздуха для отведения теплоизбытков QB OX:
ТQb.ox X 3,63
厶в.ох = 五7~~7, М /ч.(4.5)
(%в — %в.ох) X 0в * С,
Для рассматриваемого примера производительность по внутреннему воздуху каждого местного агрегата по формуле (4.5) будет
г93420 х 3,6
"ох = (25 - 21) х 1,128 х 1 = 62803 м &
Общая производительность по приточному воздуху центрального и местных вентиляторных агрегатов будет
Еп = Епн + Ев.ох — 4430 + 62803 = 67233 м3/ч.
Вычисляем температуру смеси охлажденных потоков наружного и внутреннего воздуха:
%см =力口 =%см =力口 =Епн X 力oxi X Рпн + Ев.ox X 力Епн X 力oxi X Рпн + Ев.ox X 力В.ОХВ.ОХ(£пн + Ев.ох) X рп(£пн + Ев.ох) X рп込，。с. (4.6)込，。с. (4.6)
%см =力口 =
%см =力口 =
Епн X 力oxi X Рпн + Ев.ox X 力
Епн X 力oxi X Рпн + Ев.ox X 力
В.ОХ
В.ОХ
(£пн + Ев.ох) X рп
(£пн + Ев.ох) X рп
込，。с. (4.6)
込，。с. (4.6)
Для рассматриваемого примера температура притока по формуле (4.6) будет
丄 4430 х 13,5 х 1,21 +62803 х 20,5 х 1,18…
V тт _ _ _ ,_ . и^= 1 9 3 9 Ч> *
67233 х 1,19'
что практически совпадает с принятым 土口 = 20 ℃.
(4.7)(4.7)Соединяем прямой линией точки OXi и В.ОХ. В месте псрессче- этОй прямой с изотермой ^п = 20 ℃ получаем влагосодержание 吗тонного воздуха: dn = 8,7к/кг. Поглощение влаговыделений П^оисходиг частично в рабочей зоне и частично по высоте цеха до ПР гОСодержания удаляемого воздуха. Примем условие, что пока- в' ель организации воздухообмена Kl = K^d = 2,3. Благосодер- канне удаляемого воздуха вычисляется по формуле
(4.7)
(4.7)
dy = КLd(厶—"n) + ^п, г/кг.
Используя величины dB и dn по построению на рис. 4.3 и по формуле (4.7), получим:
dy = 2.3(9 - 8,7) + 8,7 = 9,4 г/кг.
Полученное значение влагосодержания удаляемого воздуха 9,4 г/кг близко совпадает с принятым выше dy = 9,5 г/нг. Если расчет по формуле (4.7) дает значительные отклонения от первоначально принятого значения влагосодержания удаляемого воздуха, hv/КНО задаться новым значением и повторить расчет режимов приготовления приточного воздуха. Расход холода в расчетных условиях теплого периода года составил:
——на охлаждение приточного наружного воздуха
54 — 33 5
Qx.iih = 4430 х 1,2= 30272 Вт;
——на охлаждение внутреннего воздуха в воздухоохладителях вентиляторных агрегатов
Qb.ox = 93420 Вт;
——общий расход холода в местно-центральной СКВ
Qx скв м у = 30272 + 93420 = 123692 Вт.
По сравнению с традиционной центральной СКВ достигается следующее сокращение расхода холода в расчетном режиме теплого периода года:
217685 - 123692217685217685 - 123692217685х 100 = 43%.х 100 = 43%.
217685 - 123692
217685
217685 - 123692
217685
х 100 = 43%.
х 100 = 43%.
Расхода тепла в зональных подогревательных нет, так как при снижении теплопритоков в зоне цеха датчик контроля темпера- тУрЬ1 воздуха в рабочей зоне воздействует на автоматический нла- пан, сокращающий расход холодной воды через местные воздухоохладители, чем достигается дополнительное снижение расхода холода и электроэнергии на его выработку.
В левой части рис. 4.3 представлено построение расчетного ре жима работы местно-центральной СКВ в холодный период г%； В целях экономии тепла на нагрев приточного наруяшого воздуХа в СКВ применяется установка утилизации теплоты вытяжного воз духа с насосной циркуляцией антифриза. Для расчета установки утилизации необходимо вычислить температуру удаляемого во& духа в холодный период. Выше было принято, что в расчетных условиях холодного периода года тсплоизбытки в цехе с()краща, ются до 85 кВт • ч. Это обусловит повышение температуры притон» пого воздуха, так как в местных воздухоохладителях требуется меньшее охлаждение внутреннего воздуха.
Зададимся tyx = 28 ℃. Количество поглощаемых теплоизбыт- ков приточным наружным воздухом составит
Qx ас пн = 4430 х 1.2 х 1 х 28 二竺=21412 Вт.
Вычисляем количество теплоизбытков, поглощаемых в местных воздухоохладителях:
Qbqx = 85000 - 21412 = 63588 Вт.
Вычисляем температуру охла7кденного воздуха после местных воздухе охладителей:
=21,9 ℃.=21,9 ℃.Qbqx X 3,663588 X 3,6
=21,9 ℃.
=21,9 ℃.
Zb.ox X Рв.ох X Ср62803 X 1,18 X 1
По формуле (4.6) вычисляем температуру смеси приточного воздуха от местных вентиляторных агрегатов:
片-片-=21,2℃.=21,2℃.4430 х 13,5 х 1,21 + 62803 х 21,9 х 1,18
片-
片-
=21,2℃.
=21,2℃.
67233 义 1,19
Вычисляем температуру удаляемого под потолком цеха вытяжного воздуха:
力у = 2}3(25 - 21,9) + 21,9 = 29 ℃.
В установке утилизации при ее теплотехнической эффективности ®£у = 0,36 получим температуру приточного наружного воздуха, подогретого утилизируемым теплом вытяжного воздуха：
%н2 =仇у(%у — ^н) + %н = 0,36(29 + 26) ■— 26 = —6,2 ℃.
『оллнество утилизируемой теплоты составит
—6 2 26
0г.ут = 4430 х 1,3 х 1―^——=31675 Вт.
Ддя получения в режиме адиабатного увлажнения параметры в roq^e ОХ необходимо в калорифере первого подогрева повысить температуру первичного наружного воздуха до 心=32 ℃, что обеспечит равенство 71d = 70х = 33,5 кДж/кг.
Расход тепла в калорифере первого подогрева составит:
32 + 6 2
От.кгич! = 4430 х 1,17 х 1—- = 55000 Вт.
О jO
Выше было получено, что в традиционной центральной СКВ в режиме холодного периода в калорифере первого и второго подогрева затрачивается тепла 224431 Вт. Вычисляем % достигаемой экономии тепла в местно-центральной СКВ по сравнению с традиционными центральными СКВ:
224431 - 55000224431224431 - 55000224431х 100 = 75%.х 100 = 75%.
224431 - 55000
224431
224431 - 55000
224431
х 100 = 75%.
х 100 = 75%.
Для получения постоянной температуры охлаждения iOx = =12,5℃ необходимо подогретый в калорифере приточный воздух адиабатно увлагкнить. Требуемая эффективность адиабатного
увлажненияувлажненияEqc =Eqc =32 - 12,532-11,632 - 12,532-11,6=0,95.=0,95.
увлажнения
увлажнения
Eqc =
Eqc =
32 - 12,5
32-11,6
32 - 12,5
32-11,6
=0,95.
=0,95.
Применение орошаемого слоя глубиной 300 мм обеспечит получение требуемой эффсктивности.
Проведенное сравнение показывает на значительные энергетические преимущества местно-центральных СКВ по сравнению с ТРадициоипыми рециркуляционными СКВ в промышленных зда- нинх. По нашим оценкам сооруженные местно-центральные СКВ ^УДут на 30% дешевле традиционной центральной СКВ. В работе автор высказал сомнения в объективности специалистов фирмы «Carrier», поставивших на первое место по всем показателям центральную СКВ с количествснным регулированием расходов воздуха (VAV system). К сожалению, при этом сравнении специали- стами фирмы «Carrier» использовались субъективные показатели
типа «хорошо». Это не давало возможности провести сопоставь ние по стоимости и энергетическим показателям сравниваемых систем.
В статье [27], опубликованной в ведущем специализированном журнале США, представлены сравнительные данные о капитальных затратах при сооружении в одинаковом по площади здании центральной СКВ типа VAV и местно-центральной СКВ, от ^0. торой в помещения подается только минимальный расход наруд；. ного воздуха, а местное охлаждение осуществляется от потолочных охладительных панелей. Сравнение показало, что в центральной СКВ расход холода в два раза больше. Удельная стоимость сооружения воздуховодов в центральной СКВ составила 43 $/м2 площади здания, а в местно-центральной 11 $/м2. Удельные затраты на сооружения центральной СКВ составили 155 $/м2, а местноцентральной 120 $/м2.
Материалы статьи [27] убедительно показывают, что утверждения специалистов фирмы «Carrier» о преимуществах центральных систем VAV над другими является их субъективным мнением и носит рекламный характер. Наиболее благоприятные показатели по капитальным и эксплуатационным затратам достигаются в местно-центр а льных СКВ, что и было показано нами выше на примере цеха полиграфического производства.
На рис. 4.4 представлена принципиальная схема предлагаемой энерго сб ер era ющей ме стно-центр альной СКВ для цеха цветной печати. В центральном прямоточном кондиционере 7, который по производительности по приточному воздуху LnH в десять раз меньше, чем в схеме традиционной центральной СКВ (см. рис. 4.2). В центральном кондиционере 7 круглый год обрабатывается постоянное количество приточного наружного воздуха и не требуется сложного регулирования воздушными клапанами переменных расходов: Ецн и ZB.p, как это характерно для традиционной центральной СКВ с переменной рециркуляцией. В центральном прямоточном кондиционере7 по ходу воздуха смонтированы следующие технологиче сние блоки:
——много створчатый воздушный клапан с электрическим приводом, сблокир ованным с магнитным пускателем приточного вентилятора. что обеспечивает его закрытие при остановке электродвигателя вентилятора;
——воздушный фильтр:
——тепло отдающий тепло обменник установки утилизации;
一 ка“（）ри巾ер первого подогрева;
一 воздухоохладитель и осушитель приточного воздуха с под- доном и сепаратором;
一 блок адиабатного увлажнения с орошаемым слоем глубиной 300 мм;
проточный вентилятор;
Приточный воздуховод 2 через отвод 3 соединен с местными вентиляторными агрегатами
/2/2厶厶Рис. 4.4. Принципиальная схема местно-центральной СКВ с установкой в помещениях вентиляторных доводчиков с регулируемой холодопроизводительностьюРис. 4.4. Принципиальная схема местно-центральной СКВ с установкой в помещениях вентиляторных доводчиков с регулируемой холодопроизводительностьюс50с50
/2
/2
厶
厶
Рис. 4.4. Принципиальная схема местно-центральной СКВ с установкой в помещениях вентиляторных доводчиков с регулируемой холодопроизводительностью
Рис. 4.4. Принципиальная схема местно-центральной СКВ с установкой в помещениях вентиляторных доводчиков с регулируемой холодопроизводительностью
с
50
с
50
В местном вентиляторном агрегате，имеется:
заборное отверстия для поступления внутреннего воздуха ZBM;
воздушный фильтр;
воздухоохладитель при постоянном влагосодержании охлаждаемого внутреннего воздуха;
——камера смешения приготовленного приточного пару；кИого воздуха /пп и охлажденного внутреннего воздуха Zb.ox；
——приточный вентилятор.
Присоединительные приточные воздуховоды 5 к ламинарном воздухораспределителям 6 приточного воздуха: Zn = ZIIH + ZBOX. щ полу цеха у стен или колонн установлены ламинарные воздухорас. пределители 6, обеспечивающие поступления приточного воздуха в рабочую зону высотой 1,5м от пола.
Температура воздуха в каждый выделенной зоне цеха контролируется датчиком 7, имеющем импульсную связь с клапаном 8 на трубопроводе подачи холодной воды в воздухоохладитель местного вентиляторного агрегата ".
Под потолком цеха устанавливаются заборные устройства 9. соединенные с всасывающем воздуховодом 10、присоединенным к центральному вытяжному агрегату 17, который по производительности по вытя?киому воздуху Ly в десять раз меньше вытяжного агрегата в схеме на рис. 4.2 для традиционной центральной СКВ. В вытяжном агрегате 77 по ходу воздуха смонтированы следующие технологические блоки:
—много створчатый воздушный клапан, сблокир ованный с магнитным пускателем электродвигателя вытяжного вентилятора;
——воздушный фильтр;
——теплоизвлекающий теплообменник установки утилизации;
——вытялшой вентилятор.
К центральному вытяжному агрегату 11 присоединяется воздуховод /2 выброса вытяжного воздуха £у в атмосферу. Теплоизвлекающий теплообменник в вытяжном агрегате 1 / соединен трубопроводами 13 с теплоизвлекающим теплообменником в приточном кондиционере. На трубопроводах 75 смонтирован циркуляционный насос 14 и герметичный расширитсльный сосуд 15. Для обеспечения исзамерзания выпадающего конденсата в теплоизвлекающем тепло обменнике при охлаждении и осушении удаляемого воздуха служит датчик7 a имеющий импульсивную связь с автоматическим клапаном на перемычке трубопроводов 13. Датчик /6 настраиваегся на минимально-допустимую температуру охлаждения антифриза ^ф2(мин) = —5 °C.,
Дальнейшее повышение энергегической эффективности СКВ по схеме на рис. 4.4 достигаегся путем монтажа на трубопроводах 13 установки утилизации пластинчатого тепло обменника для охлаждения антифриза. Каналы по движению антифриза подключаются к трубопроводам 13 установки утилизации, а каналы
4 3 Системы кондиционирования воздуха для «чистых помещений» 153 я прохода воды подключаются к трубопроводам, снабжающим ^лодн()й водой воздухоохладители местных вентиляторных агре- £в /• Длн осуществления режимов охлаждения внутреннего оз 又 уха к тепло обменникам местных вентиляторных агрегатов д^на подаваться охлажденная вода температурой выше 14 ℃. Такую холодильную воду вполне можно получать путем ее охла- ；кдения в теплообменниках холодным наружным воздухом. Вклю- ；ение в трубопроводы 13 пластинчатого теплообменника позволяет отдавать избыточное тепло в помещениях на нагрев холодного при- точпого наружного воздуха в кондиционере 1 в переходный и хо- лодный периодтд года. Это позволит останавливать холодильную машину и снискать расход тепла в калорифере первого подогрева центрального кондиционера 1.
Системы кондиционированиявоздуха для «чистых помещений»
Развитие современных высокотехнологических производств потребовало создания в производственных помещениях воздушной среды повышенной чистоты, постоянства температуры и отиосите пьн ой влажности воздуха, ограничений по скорости движения воздуха. Помещении для производств с такими требованиями к внутренней воздушной среде получили специальное название «чистые помещения». По степени чистоты воздуха чистые помещения по европейскому стандарту 209 в (с) [8] делятся на шесть классов:
——класс чистоты 6, допускающий содержание в 1 куб.м воздуха не более 100000 частиц размером не более 0,5 мкм, создание которых требует в помещениях высотой Зм обеспечение кратности воздухообмена 25 об/ч при удельной производительности приточных систем от 60 до 75 куб.м час на кв.м площади пола;
——класс чистоты 5)допускающий содержание в 1 куб.м воздуха не более 10000 частиц размером не более 0,5 мкм, кратности воздухообмена 40-60 об/ч при удельной производительности приточных систем от 100 до 180 куб.м. час на кв.м, площади пола;
—класс чистоты 4, допускающий содержание частиц размером 0-5 мкм не более 1000 в 1 куб.м, воздуха, кратности воздухообмена от 120 до 300 об/ч при удельной производительности приточных систем от 360 до 500 куб.м час на кв.м площади пола;
一 класс чистоты 3： допускающий содержание в 1 куб.м воздуха 1°0 частиц размером не более 0,5 мкм, кратности воздухообмена
от 360 до 500 куб.м час на кв.м при удельной производительности систем 1000 до 1600 куб.м час на кв.м площади пола;
——класс чистоты 2, допускающий содержание в 1 куб.м, воз、 духа не более 10 частиц размером 0,5 мкм, кратности воздухообмена от 500 до 600 об/ч при удельной производительности от 1600 до 1800 куб.м, час на кв.м, площади пола;
——класс чистоты 1, допускающий содержание в 1 куб.м воздуха 1 частицу размером не более 0.5 мкм, кратность воздухообмена от 500 до 600 об/ч, удельной производительности приточных систем от 1600 до 1800 куб.м час на кв.м площади пола.
Для получения требуемого класса чистоты приточный воздух должен проходить многоступенчатую очистку. В зависимости от требуемого класса чистоты устраивается по следовательно е прохождение приточного воздуха через фильтры различной эффективности очистки.
Так, например, для класса чистоты 3 первая ступень очистки приточного воздуха осуществляется в фильтре EU4; вторая ступень ——EU7; концевой фильтр класса абсолютной чистоты. Обычно концевые фильтры располагаются в потолке чистой комнаты.
Чистые помещения создаются в объеме производствеиной площади здания путем выгораживания специальными модульными перегородками внутренних помещений, в которых создается и под- деря^ивается требуемый класс чистоты и точность температуры и влажности воздуха. Ограждающие перегородки монтируются из модульных конструкций, изготовленных из двойных стальных листов толщиной 1 мм с тепловой изоляцией между листами. Стальные листы проходят окраску путем напыления порошковой краски с последующим ее оплавлением в термических печах. Это создает устойчивую поверхность окрашенного листа и предохраняет от выветривания частиц с поверхности панелей. Конструкция вертикальных стеновых панелей может быть с одинарным и двойным герметичным остеклением. Двери изготавливаются из алюминиевого профиля. При сборке ограждающих вертикальных перегородок с потолочными и половыми панелями используются виброгасящие вставки.
На рис. 4.5 представлено индивидуальное рабочее место в чистом помещении. Ограждающие вертикальные перегородки 7, потолочные 2 и половые 3 панели образуют объем чистого помеше- ния. Наружная и внутренняя стенки потолочной панели / имеют перфорацию и между ними складками уложен фильтрующий ма- териал 5 из супертонкого стекловолокна. Для гашения вибрации
о Слстедня кон#щпонирсшания во3rgyха ала «чж:тых тшещенп喝 155 пновые перфорированные панели 3 устанавливаются на стойки 6. Рабочее место 7 имеет перфорацию, через которую по всасываю- ' му воздуховоду 8 забирается отепленный, загазованный и за- азненный от технологического процесса воздух. Общеобменная
вьггшкка осуществляется через фальшпол 9 и поступает на рециркуляцию в центральный приточный агрегат. Работающий персонал 10 одет в специальные одежды, препятствующие образованию загрязнений от жизнедеятельности человека. Для направления приточного воздуха к рабочему месту служит вертикальная прозрачная панель 27, а на работающего — панель 12.
Рассмотрим круглогодовой режим работы традиционной цец тральной СКВ с зональными воздухоподогревателями. В центра^' ном приточном агрегате приготовляется круглый год смесь санц、 тарной нормы нару?кного воздуха (не менее 60 м3/ч на ка?кд0го работающего в чистом помещении) и рециркуляционного воздуХа поступающего из фальшпола. Приточный воздух при удельной нагрузке по воздуху в фасадном сечении кассеты фильтра в потолочных помещениях 2000 м3/(ч • м2) очищается до 99,995% прй размере пылевых частиц до 0,3 мкм. Очищенный приточный воздух выходит через отверстия в перфорации потолочных панелей со скоростью не более 0,5м/с и перепадом температур /в —力“，отвечающим условиям поглощения расчетных тсплоизбытков при условии требуемой точности поддержания температуры tB в рабочей зоне.
Принимаем, что чистое помещение имеет площадь 30 м2 и в нем обеспечивается класс чистоты 3. Тогда по требованиям стандарта 209в (с) в чистое помещение должно поступать приточного воздуха не менее
Ln = 30 х 1000 = 30000 м3/ч.
В помещении имеются три рабочих столах, через отверстия в перфорации которых отсасывается загрязненный, загазованный и отепленный воздух вытягкпой системой, имеющей производительность £у = 3 х 1000 二 3000 м3/ч, что составляет 10% от общего притока и больше саннормы на трех работающих
•^пн(мин) = Лх60 = Зх 60 = 180 м3/ч.
В приточный агрегат будет поступать 3000 м3/ч приточного наружного воздуха и 27000м3/ч рециркуляционного воздуха. На входе приточного воздуха к каждому рабочему месту в приточном воздуховоде монтируется канальный воздухонагр еватель. В зоне проведения технологического процесса круглый год должны поддерживаться следующие параметры воздуха: ^в = 23 ± 1 ℃; рв 二 =45 士 5%; с/в = 8.0 г/кг: JB = 43,5 кДж/нг.
Чистое помещение сооружается в климате Москвы, где в теплый период (расчетные параметры Б)： iH = 28,5℃; dH = 10г/кг; Th = 54 кДж/кг.
& 3 Системы кондииионирования воздуха для «чистых помещений» 157
На рис. 4.6 представлено построение на /—d диаграмме рас- ^етНОГо режима работы центральной СКВ в теплый период года.
Рис. 4.6. Построение на I—d диаграмме расчетного режима работы традиционной центральной СКВ с зональными подогревателями в теплый период года в климате Москвы в чистом помещении
Наружный (точка Н) и вытяжной рециркуляциоиный воздух (точка В) смешиваются и дают следующие параметры смеси:厶乂 = =44,65 кДж/кг; ^см — 24 ℃;厶鼠=8,2 г/кг.
При тяжелой работе от трех человек выделяется влаги: 3 х х 260 = 780 г/ч. Требуется поглотительная способность приточного воздуха:
=—————=0,02 г/кг.恥 зооОО х 1,2 ， /
Охлаждение и осушение приточного воздуха производится й блоке воздухоохладителя, питаемом холодной водой с температурой 力wi = 7℃. Приняты параметры охлагкденного и осушенного (су& си) приточного воздуха: ^ох = 12 ℃; dox = 12 ℃; 10х = 32кДж/кг Расход холода составляет'
44 65 — 32
Qxox = 30000 х 1}2—^―— = 126500 Вт.
По условиям обеспечения требуемой точности поддержания * =： =23 ℃ температуру приточного в каждую зону воздуха принимаем 力п = 21 ℃. Расход тепла в трех зональных подогревателях составляет
21 — 13
%”.зн = 30000 х 1,2 х 1-■■■—- = 80000 Вт.
Вторым вариантом предлагается центральная СКВ по энергос- берегающей технологии, в которой в центральном кондиционере охлаждается и осушается только приточный наружный воздух. Поглотительная способность по влаге должна быть
一 3 х 260 с с 丿
△蠹=3000 x 1,2 = °?2 "кг.
На рис. 4.7 представлено построение на /—d диаграмме кругло- годового режима работы предлагаемой СКВ. Параметры охлажденного и осушенного приточного наружного воздуха: dox = 7,78 г/кг; 土ох = 11,5; Ах = ЗОкДж/нг. Нагрев в приточном вентиляторе и воздуховодах на 1 ℃ дает d°xi = 7.78 г/нг; 土°xi = 12,5 ℃; /ох1 = 31 кДж/кг.
В вентиляторном агрегате производительностью 30000 м3/ч смешивается рециркуляционный воздух (точка В) и приготовленный приточный наружный (точка OXi). Параметры смеси приточного воздуха (точка П): 土口 = 21 ℃; Zn = 41.6 кДж/кг; dn = 7,9 г/кг. Полученная смесь проходит двухступенчатую очистку в фильтрах EU4 и EU7 в вентиляторном очистительном агрегате.
Расход холода на охлаждение и осушение только приточного наружного воздуха составляет
Qx.ox.hh = 3000 х 1,19(54 - 30) = 23800 Вт.
Расхода тепла в теплый период года на подогрев смеси приточного воздуха в энергосберегающем режиме по построению на рис. 4.7 нет.
^^j^greMbi кондищюнирования воздуха для «чистых помешена近》159Лпеним % снижения расходов холода на охлаждение приточ- воздуха в предлагаемой СКВ по сравнению с традиционной^ентр^ьной СКВ：^^j^greMbi кондищюнирования воздуха для «чистых помешена近》159Лпеним % снижения расходов холода на охлаждение приточ- воздуха в предлагаемой СКВ по сравнению с традиционной^ентр^ьной СКВ：Qx.oxQx.OX.nHQx.oxQx.OX.nH^ = 5,3 раза.23800 в^ = 5,3 раза.23800 вдпП повышения температуры приточного воздуха при снижении технологических тепловыделений на рабочем месте к потолочнойдпП повышения температуры приточного воздуха при снижении технологических тепловыделений на рабочем месте к потолочнойРис. 4.7. Построение на I-d диаграмме расчетных круглогодовых режимов работы предлагаемой центральной СКВ для обслуживания чистых помещений по энергосберегающей технологииРис. 4.7. Построение на I-d диаграмме расчетных круглогодовых режимов работы предлагаемой центральной СКВ для обслуживания чистых помещений по энергосберегающей технологии
^^j^greMbi кондищюнирования воздуха для «чистых помешена近》159
Лпеним % снижения расходов холода на охлаждение приточ- воздуха в предлагаемой СКВ по сравнению с традиционной
^ентр^ьной СКВ：
^^j^greMbi кондищюнирования воздуха для «чистых помешена近》159
Лпеним % снижения расходов холода на охлаждение приточ- воздуха в предлагаемой СКВ по сравнению с традиционной
^ентр^ьной СКВ：
Qx.oxQx.OX.nH
Qx.oxQx.OX.nH
^ = 5,3 раза.23800 в
^ = 5,3 раза.23800 в
дпП повышения температуры приточного воздуха при снижении технологических тепловыделений на рабочем месте к потолочной
дпП повышения температуры приточного воздуха при снижении технологических тепловыделений на рабочем месте к потолочной
Рис. 4.7. Построение на I-d диаграмме расчетных круглогодовых режимов работы предлагаемой центральной СКВ для обслуживания чистых помещений по энергосберегающей технологии
Рис. 4.7. Построение на I-d диаграмме расчетных круглогодовых режимов работы предлагаемой центральной СКВ для обслуживания чистых помещений по энергосберегающей технологии
панели над каждым рабочим местом от общего приточного воздуха предусмотрен отвод приточного воздуха с установкой концевых на-
нальных электронагревателей мощностью на 50% расчетной охт дитсльной способности приточного воздуха в рабочую зону.風* четная охладительная способность приточного воздуха в на无也丫& рабочую зону чистого помещения составит У*
Qx.ac = Ен X Ai X Ср"”, = 10000 х 1,2—- 21 = 6670 Вт.
Или удельная охладительная нагрузка на рабочее место составит 6670 ' , 2
Qx.ac =石吁~ = 667 Вт/м .
Требуемая точность поддержания постоянства tB на рабочем месте задана 23 ± 1 ℃. Поэтому при сокращении тсхнологичсских тепловыделений допустимо снижение iB до 22 ℃. Дальнейшее снижение температуры 力в компенсируется автоматическим включением зонального электронагреватсля} установочная мощность которого 3,6 кВт, что потребует применения двух тснов по 1,8 кВт каждый.
В левой части рис. 4.7 представлено построение расчетного режима работы СКВ по энергосберегающей технологии в холодный период года. Первоначально в центральном кондиционере приточный наружный воздух нагревается в тепло отдающем теплообменнике установки утилизации с насосной циркуляцией анти- 巾риза. На нагрев антифриза извлекается в вытяжном агрегате в тсплоотдающем теплообменнике теплота выбросного воздуха: процессе В -У на рис. 4.7. Отепленный антифриз насосом подаегся в трубки тепло отдающего тепло обменника в приточном агрегате и приточный пар^^кный воздух нагревается: процесс Н1-Н2 на рис. 4.7. Далее приточный нару?кный воздух нагревается в калорифере до энтальпии (точка Кл). огвечающей требуемой энтальпии для получения параметров приточного воздуха П] при смешении подогретого нару?кпого и рециркуляционного воздуха. Для получения требуемой 屮в = 45 ± 5% подогретый приточный воздух адиабатно увлажняется (процесс К”-А) в блоке сотового увлатк- нения. По расчету требуется эффективность адиабатного увлажнения Е& = 0,8. что потребует применения сотовых орошаемых блоков глубиной 200 мм. При смешении подогретого и увлажненного воздуха с параметрами гочки А и вытяукного воздуха точки В получаем параметры приточного воздуха точки П1 с энтальпией /щ = 39.5 кДл^кг. Это приводит к допустимому снижению относительной влажности внутреннего воздуха до 43%, что укладывается в требуемую точность регулировании. Благодаря применению
ановкн утилизации сокращение расходов тепла на нагрев при-
У^н0ГО наружного воздуха составит
仅"2 二拯==±2Ё = 54%.
力 к1 —力 н1 15 + 26
На рис. 4.8 представлена схема предлагаемой СКВ для чистых смешений, функционирующая по энергосберегающей технологии.
Рис. 4.8. Принципиальная схема центральной СКВ для обслуживания чистых помещений по энергосберегающей технологии
В чистом помещении 1 площадью 30 м2 имеются три рабочих мсс- та 2 с местной вытяжкой от ка?кдого стола через перфорацию в нем. Вытяя^ной воздух Ly забирается в вытяукной агрегат 3, в котором встроен блок воздухоохладителя с поддоном и сспара- т°ром, выполняющий роль теплоизвлекаютего теплообменника Установки утилизации. Над перфорированным потолком чистой
комнаты 1 располагается три кассеты /, заполненные фильтруй щим материалом концевой очистки. Над кассетами 4 в приточной отверстии к каткдой рабочей зоне чистого помещения 1 устано влены зональные электронагреватели 5 мощностью 3,6 кВт на* дый, управляемые от датчика контроля температуры воздуха r рабочей зоне iB.
Компенсация технологиче ской вытяжки Еу о суще ствл яется и» дачей приточного наружного воздуха Lnil агрегатом 6, собранном из следующих блоков： передняя панель с воздушным клапаном управляемым от электропривода. сблокированного с пускателем Электродвигателя вентилятора агрегата 6; фильтр EU3; тсплоот- дающий теплообменник установки утилизации; калорифер; воздухе охладитель с сепаратором и поддоном; сотовый адиабатный увлажнитель; вентиляторный блок; переходная секция с клапаном.
Очистка и подача приточного воздуха Е” = Е^н + Ев осуществляется агрегатом 7. собранным из следующих блоков: камера смешения с воздушными клапанами на заборе рециркуляционного воздуха Ев； фильтр EU4; фильтр EU7; приточный вентагрегат пр оизводительно стью Ln 二 30000 м3/ч; шумоглушитель. Рециркуляционным 8 и приточным 9 воздуховодами приточно-очистительный агрегат 7 связан с чистым помещением 1. Применение предлагаемой СКВ по энерго с б ер егающей технологии обеспечивает значительное снижение капитальных затрат и расходов энергии по сравнению с традиционными центральными СКВ.
СКВ в цехах предприятийтекстильной пр омышленно сти
Текстильное производство требует поддержания в зоне обработки волокнистых материалов оптимальных значений относительной влажности воздуха, что обеспечивает хорошую прочность волокон, отсутствие ворсистости и слипаемости волокон. Для большинства используемых в текстильном производстве волокон требуемая оптимальная влажность воздуха на уровне от 60 до 80%- При этом температура воздуха может колебаться от 20 до 30 ℃ и выбираться в этом диапазоне только с учетом обеспечения теплового комфорта для работающих людей.
В текстильном производстве России простейшие СКВ начали применяться уже с началу двадцатого века. Это объясняется экономическими выгодами от работы СКВ благодаря получению ка-
4 4. СКВ в “ехах преппрмятм立 тексткяьно宓 промышленности 163 твенной продукции, снижению потерь сырья при технологиче- ”.0Х процессах его переработки. Основным режимом обработки Ниточного воздуха принимался режим адиабатного увлажнения с гпользованисм форсуночных камер или вращающихся распили- ?елей[24].
На рис. 4.9 представлено построение на диаграмме влажного воздуха расчетных режимов работы традиционной СКВ ткацкого
Uexa с круглогодовым адиабатным увлажнением в климате Моск- вн. В теплый период года наружный воздух (точка Н) адиабатно Увлажняется в двухрядной форсуночных камере при коз4)巾ищь
снте орошения В = 1,2, что обеспечивает эффективность ад^а батного увлажнения Еа = 0,79 [2]. В приточных воздуховодах й вентиляторе воздух нагревается на 1 °C, и температура прит()* кого воздуха достигает 力口 = 22 ℃. В рабочей зоне цеха по тре6& ваниям технологии [24] поддерживается относительная влажность 65% при верхнем уровне температуры воздуха 25 ℃ (энтальпия 58 кДж/кг), что не отвечает условиям оптимального теплового комфорта для работающих людей, но укладывается в нормы допусщ. мой комфортности [18].
Оцепим энергетические показатели традиционных систем ВОК на текстильных предприятиях. Примем, что расчетные явные те- плоизбытки в цехе в теплый период года составляют 240 кВт • ч. Используется традиционная для текстильных предприятий схема воздухообмена: приток через приточные плафоны, установленные на высоте не менее 4 M от пола, а вытя/кка через заборные отверстия в вытяяшых воздуховодах, проложенных под потолком. Коэффициент воздухообмена Kl = 1, что определяет равенство температур воздуха в рабочей зоне и в удаляемом воздухе % = А = =25 ℃.
Решение: Последовательность нахождения энергетических показателей СКВ.
Вычисляем требуемое количество приточного воздуха для поглощения расчетных, явных тсплоизбытков по формуле (1.1):
240 х 36001,2(25 — 22)240 х 36001,2(25 — 22)=240000м3/ч.=240000м3/ч.
240 х 3600
1,2(25 — 22)
240 х 3600
1,2(25 — 22)
=240000м3/ч.
=240000м3/ч.
Сеть приточных воздуховодов и аппаратов в составе приточного агрегата требует полного давления приточного вентилятора 1,0 кПа при КПД = 0,75. Вычисляем часовой расход электроэнергии на работу приточного вентилятора:
Nbh.iiNbh.ii£п X Яп 240000 х 1
Nbh.ii
Nbh.ii
==89 кВт - ч 3600 х КПД 3600 х (),75
Вычисляем расход орошающей воды в форсуночной камере е?кИме адиабатного увлажнения воздуха:
GwcpGwcp£Пн x pn x В = 240000 х 1,2 х 1,2 = 345600 кг/ч.£Пн x pn x В = 240000 х 1,2 х 1,2 = 345600 кг/ч.
Gwcp
Gwcp
£Пн x pn x В = 240000 х 1,2 х 1,2 = 345600 кг/ч.
£Пн x pn x В = 240000 х 1,2 х 1,2 = 345600 кг/ч.
5 В качестве приточных агрегатов использованы два конди- 口 110Hpра КТЦ2-125 производительностью по 120000 м3/ч каждый. Tomia по табл. VI.2 в работе [2] находим, что число форсунок в типовой камере составит 594 шт. Вычисляем производительность одной форсунки:
厶2594 х 2/
По табл. VI.1 [2] находим, что для заданной производитель- ности одиночной форсунки в типовой камере требуемое давление воды составляет 65 кПа. На сопротивление трубопроводов и водяного фильтра затрачивается дгшленис водяного насоса 105 кПа. Вычисляем расход электроэнергии при работе насоса, который имеет КПДпас = 0,55:
—Gw 巾 х (% + 及 ст) — 345600 х (65 + 40)「?徐」 нас - 1000 х 3600 х КПДнас 1000 х 3600 х 0,55'
Вычисляем энергетический показатель СКВ с адиабатным увлажнением в теплый период года:
9_ £ Qt・h36 ^2 24° = 1 49
скв-ад ~ £ Мкв.аа 一 89 + 53,3 + 18,3160,65
В холодный период года температуру и влажность внутреннего воздуха рационально поддеряшвать на минимально-допустимом уровне:力вх = 20 ℃ и рвх = 60% (энтальпия 41 Дж/кг). Здания текстильных предприятий постройки 60-70-х годов имеют служебные помещения по периметру цехов, что сохраняет примерное постоянство теплоизбытков в теплый и холодный периоды. По условиям поддержания комфортности подачи холодного воздуха одинаковой с теплым периодом в принятой конструкции воздухо- распределения сохраняем одинаковый рабочий перепад температур в 3 ℃ и находим точку Их с температурой 17 ℃ и энтальпией 39кД^к/кг. С учетом нагрева в вентиляторе и воздуховодах на 1°С энтальпия смеси 1СМ.Х = 38 кДж/кг.
Традиционно в центральных СКВ на текстильных предпрц^ тиях используется в холодный период года центральная рецир!^ ляция, при которой забираемый вытяжным агрегатом воздух £ верхней зоны цеха (не более 90% от количества приточного во& духа) проходит очистку в фильтрах и поступает на смешение с Хо. лодным наружным воздухом в приточном агрегате [24]. В расчет. Hbix условиях холодного периода года традиционно рекомендуется сохранять в смеси приточного воздуха не менее 10% количества наружного воздуха.
На /—d диаграмме (рис. 4.9) соединяем прямой линией точки Вх и Нх (力нх = ~26 ℃ для Москвы). Из построения видим, что прямая, на которой находятся параметры смеси, проходит правей кривой линии полного насыщения 100%, что свидетельствует о возможной конденсации водяных паров из вытяжного воздуха при его смешении с холодным нарулшым воздухом.
Для избежания конденсации рекомендуется холодный наружный воздух подогревать, что традиционно о суще ствляется в калориферах первого подогрева, до плюсовой температуры не менее +5 ℃ (точка Kj) с энтальпией /к1 二 6 кД?к/кг. При смешении вытяжного воздуха с подогретым наружным воздухом энтальпия смеси должна отвечать энтальпии режима адиабатного увлажнения в холодный период года: /снх = 1ах = 38 кДж/кг. Из уравнения смеси вычисляется требуемый расход подогретого приточного наружного воздуха:
Ецн.хЕцн.х=20600 М3/ч,=20600 М3/ч,厶式/вх - /емх) = 240000(41 — 38)
Ецн.х
Ецн.х
=20600 М3/ч,
=20600 М3/ч,
，вх —，К141 — 6
что близко к 10% и превышает санитарно-гигиениче ские нормы подачи наружного воздуха.'
Вычисляем расход тепла на нагрев приточного наружного воздуха в калорифере первого подогрева:
Qki = 20600 х 1.23 х 1 х (5 + 26) = 785478 кДж/ч = 218 кВт.
Доведение влагосодержания смеси приточного воздуха до требуемого влагосодержания воздуха в помещении осуществляется адиабатным увлажнением (процесс СМ-Ах) в форсуночной камере, которая используется и в теплый период года.
Вычисляем энергетический показатель использования традиционной СКВ с адиабатным увлажнителем в холодный период：
Зскв.ад.х =Зскв.ад.х =£ Qt£ Qt.изб.изб£ ^скв.аа + Qki£ ^скв.аа + Qki240160,6 + 218240160,6 + 218=0,63.=0,63.
Зскв.ад.х =
Зскв.ад.х =
£ Qt
£ Qt
.изб
.изб
£ ^скв.аа + Qki
£ ^скв.аа + Qki
240
160,6 + 218
240
160,6 + 218
=0,63.
=0,63.
Сравнение расчетных энергетических показателей для тради- юнных СКВ с адиабатным увлажнением в форсуночных камерах ^оказывает, что использование центральной рециркуляции вытяж- воздуха не обеспечивает в климате Москвы повышения эн- тальпии приточного воздуха до требуемых параметров. Неоохо- мо использование ре?кимов нагрева в калориферах первого подо- ? сва, что более чем в два раза снижает величину энергетического показателя СКВ по сравнению с расчетными режимами теплого пе- иода года. В проектах СКВ предприятий текстильной промышленности 70-80-х годов для сокращения расходов приточного воздуха используются режимы местного доувлажнения и охлаждения приточного воздуха в форсуночных камерах холодной водой, вырабатываемой от работы холодильных машин [24]. На рис. 4.10 представлено построение на /—d диаграмме расчетных режимов работы традиционной СКВ ткацкого цеха с использованием местного доувла?кнения. Рассмотрим энергетические показатели систем с увлажнением воздуха в цехах от пневматических форсунок.
При применении местного доувлажнения от работы местных пневматических форсунок влагосодсржапие приточного воздуха мо?кет быть на 2 г/кг меньше влагосодер?кания воздуха в рабочей зоне [24]. В теплый период года по условиям восприятия приточным воздухом мслкодиспергированной воды, распыляемой уерез пневматические форсунки на высоте от пола Зм, влагосо- держание приточного воздуха мо?кет быть
dn = dB — 2 = 13 — 2 = 11 г/кг.
Охлаждение и увлажнение приточного наруяптого воздуха о суще ствляется до конечного влаго содержания 11 г/кг при конечной влажности 95% (точка ОХ), что обеспечит снижение температуры воздуха до 17℃ и энтальпии до 45кДж/кг. По графику на рис. VI.б в работе [2] находим, что требуемая конечная относительная влажность охлаждаемого воздуха 95% обеспечивается при давлении воды перед форсунками 190 кПа. Соединим точки Н и ОХ прямой и в пересечении с кривой р = 100% получим точку / с температурой tf = 15,9℃, отвечающей средней температуре поверхности капель воды в форсуночной камере.
В приточном вентиляторе и воздуховодах приточный воз- Дух нагревается на 1 ℃ и с температурой 18℃ (точка II) поступает к воздухораспределительным устройствам. Для устранения холодного дутья при рабочем перепаде температур более 6 ℃ традиционно используют в оздухор аспр еде лите ль с закручивающими
устройствами. В рассматриваемом варианте СКВ с местными плев， матическими форсунками доувлажнения приточные устройства должны располагаться выше пневматических форсунок на высоте
Рис. 4.10. Построение на I—d диаграмме расчетных режимов работы СКВ с местным доувлажнением в пневматических форсунках и охлаждением приточного воздуха холодной водой в теплый период в цехах текстильных предприятий
более 3,5 м от пола. Это позволит приточному воздуху воспринимать теплоизбытки от оборудования и увеличить влагосодеря^а- ние от восприятия испаряющихся мелких капель воды, распыленной через пневматические форсунки (на рис. 4.10 процесс показан условной штриховой кривой П-В).
В условиях местного доувлажнения поглотительная способ- Н0сть приточного воздуха по построению на рис. 4.10 составит △，ас = /в ~■ Ai 二 58 — 56 = 12 кДж/кг.
Вычисляем требуемый расход охлажденного приточного воз-
пуха：пуха："н =諾端=60000 М%・"н =諾端=60000 М%・
пуха：
пуха：
"н =諾端=60000 М%・
"н =諾端=60000 М%・
Сеть приточных воздуховодов в этом варианте СКВ включает воздухораспределители с закручивающими устройствами, что зна- чигельпо увеличивает аэродинамическое сопротивление сети, ко- ТОрое вместе с аппаратами в приточном агрегате составляет 1,2 кПа. Вычисляем часовой расход электроэнергии на работу приточного вентилятора:
60000 х 1,2 с сNbh п хн = — 26,7 кВт . ч.
вн.п.хн 3600 х 0,75'
Сеть вытяжных воздуховодов и фильтров в составе вытяжного агрегата требует полного давления вытялшого вентилятора 0,6 кПа. Вычисляем часовой расход электроэнергии на привод вы- тя?кного вентилятора:
"^ВН.у.ХН"^ВН.у.ХН60000 X 0,63600 х 0,7560000 X 0,63600 х 0,75=13,3 кВт • ч.=13,3 кВт • ч.
"^ВН.у.ХН
"^ВН.у.ХН
60000 X 0,6
3600 х 0,75
60000 X 0,6
3600 х 0,75
=13,3 кВт • ч.
=13,3 кВт • ч.
Для охлаждения приточного воздуха по табл. VI.2 в работе [2] принят кондиционер КТЦ2-63 с числом форсунок в двухрядной типовой камере 297 шт. По табл. VI. 1 в работе [2] находим, что при требуемом давлении перепад между форсунками равен 190 кПа, т. е. производительность одной форсунки составит 500 кг/ч. Общий расход холодной воды через форсунки будет
Gwx = 297 х 500 = 148500 кг/ч.
Вычисляем достигаемый коэффициент орошения:
В =В =GwxЕцн * 夕ннGwxЕцн * 夕нн14850060000 х 1;214850060000 х 1;2=2,06 кг/кг.=2,06 кг/кг.
В =
В =
Gwx
Ецн * 夕нн
Gwx
Ецн * 夕нн
148500
60000 х 1;2
148500
60000 х 1;2
=2,06 кг/кг.
=2,06 кг/кг.
，wl =，1 一，wl =，1 一，1 二』2，У，1 二』2，УПо табл. VL3 в работе [2] находим, что при коэффициент орошения 8 = 2,06 в ре?киме охлаждения воздуха достигаете。 показатель относительного перепада энтальпий 仇=0,67. Из образованного выражения для показателя 仇 вычисляем требуемую энтальпию насыщенного воздуха при начальной температуре хо лодной воды:'
，wl =，1 一
，wl =，1 一
，1 二』2，У
，1 二』2，У
54 — 45=54=40,6 кДж/кг.
По I—d диаграмме в месте пересечения энтальпии 40,6 кДж/кг с кривой q = 100% находим значения температуры холодной воды hi = 14,6 ℃.
Получение требуемой температуры холодной воды 14,6 ℃ достигается смешением в автоматическом клапане холодной воды с температурой 8℃, поступающей от холодной машины, с обратной отепленной водой от форсуночной камеры.
В требуемом по построению на рис. 4.2 режиме охлаждения приточного наружного воздуха затрачивается следующее колиие- ство холода:
54 — 45
Qx.m ~ Ецн Апн(/н — /ох) — 60000 х 1,2 ——= 180000 Вт • ч.
Для выработки холода от работы крупной холодильной машины затрачивается элсктроэнергия с показателем энергетической эффективности ?7Х.М = 2,6. Используя зтог показатель, вычисляем расход электроэнергии на требуемый режим охлаждения:
180
——=69,2 кВт • ч.
2,6
Насос форсуночной камеры должен обеспечивать давление воды перед форсунками 爲=190 кПа. На преодоление сопроги- вления трубопроводов, трехпрсходного автоматического клапана и водяного фильтра затрачивается давление 80 кПа. Вычисляем расход электроэнергии при работе насоса с КПДпас = 0,55：
148500 х (190 + 80)… 。
^нас.х.н =―zvz- = 20,3 кВт • ч.
1000 х 3600 х 0,55
Вычисляем расход испаряющейся воды в пневматических форсунках：
d — d13 — 11
G^w пнев.ф = "н х Рпн ~〔。^。 — 60000 х 1,2―^^^ = 144 кг/ч.
ст；ст；форсунок：форсунок：]6・ Производительность одной пневматичсской форсунки со- арЛЯет Зкг/ч. Вычисляем необходимое число пневматических
ст；
ст；
форсунок：
форсунок：
不 144，°
①пн.力=~т- = 48 шт.
Для работы пневматических форсунок необходим специаль- нь[宜 воздух, который получают от работы воздушных компрес- соров. Расход электроэнергии на работу одной пневматической форсунки местного доувлажненин составит 0,22 кВт • ч или для рассматриваемой СКВ затраты электроэнергии на местное доув-
лажненис:
М"пн = 48 х 0,22 = 10,5 Вт • ч.
Вычисляем энергетический показатель СКВ с использованием холодной воды, получаемой от работы холодильных машин и местного доувлажнения от пневматических форсунок:
240240,宀
о — — , . “ . 一，2-[71
сквхм - 26,7 + 13,3 + 69,2 + 20,3 + 10,6 ~ 140,1 ~ 5 '
В холодный период года в целях знономии электроэнергии рационально обеспечивать требуемую влажность воздуха в цехе без работы пневматических форсунок местного доувлажнения. На рис. 4.10 ^ева показано построение расчетного режима работы СКВ в xoj 总 ный период года. Благо содержание приточного воздуха. равное влагосодержанию воздуха в цехе, обеспечивается адиабатным увлажнением (процесс СМ-АХ) в форсуночной камере смеси подогретого наружного и вытяжного рециркуляционного воздуха. Энтальпия смеси составляет ZfM X = 34 кД?к/кг. Из уравнения смеси вычисляем требуемый расход подогретого приточного воздуха:
г60000 х (41 - 34)
^пн.хм.х 二 7Z= 12000 м /q.
Полученный расход приточного наружного воздуха обеспечивает санитарно-гигиенические требования по подаче саннормы наружного воздуха на одного работающего и по кратности смены воздуха в цехе. Вычисляем расход тепла в калорифере первого подогрева:
Qki = 12000 х 1.23 х 1^——— = 127100 Вт = 12 7,1 кВт ■ ч.
'3,6
В холодный период года не работают холодильная мащй и пневматические форсунки местного доувла?кнения.①орсун^а ная камера работает в режиме адиабатного увлажнения смеси nJ' точного воздуха. Вычисляем энергетический показатель исподг' зования традиционной СКВ с холодильной машиной и местн；」 доувла?кнснием в холодный период года:1
q 240 240 _
- 26.7+ 13,3 + 20,3 + 127,1 = 187,4 = 1,28'
Для реализации энергосберегающих режимов работы СКВ На предприятиях текстильной промышленпости автором предложено применить местно-центральные системы [8]. В центральном кон， диционере дополнительно применяются аппараты для реализации круглогодового режима утилизации теплоты вытяжного воздуха в холодный период года и о суще ствления режимов косвенного испарительного охлаждения приточного наружного воздуха в теплый период года [8].
Вторым принципиально новым элементом систем являются использование местных эжекционных воздухораспределителей- увлажнителей типа ЭВУ, конструктивная схема которых показана на рис. 4.11. От приточных воздуховодов по стенам цехов делаются приточные спуски /, которые соединяются с патрубком 2 в верхней части корпуса 3. Под патрубком 2 располагаются сопла J, через которые приточный наружный воздух £пп поступает в корпус 3 при скорости выхода 8 м/с, что обеспечивает эжекцию в корпус 3 из верхней зоны цеха внутреннего воздуха LB, наруж- ньгй и эжектируемый внутренний воздух 工口 по высоте рабочей зоны 1,5 м поступает в помещение при скорости выхода нс более 0}5м/с. На расстоянии 0,4 м от фасадного сечения корпуса 3 скорость приточного воздуха снижается до 0,3 м/с, что отвечает условиям комфортного поступления приточного воздуха в рабочую зону [18].
При низкой влажности воздуха в контролируемой датчиком 8 зоне цеха подается сигнал на открытие соленоидного клапана 7 на водопроводом трубопроводе 6, присоединенном к поплавковому клапану в лотке 5. Поступающая в лоток 5 водопроводная вода Gw вод заполняет его до контролируемого поплавковым клапаном уровня. В лоток 5 опущены концы полотна 9 из гигроскопичного материала, которые перекрывают фасадное сечение корпуса 3・ Нижние концы полотна 9 опущены в поддон 11. Снаружи фасадное сечение корпуса 3 закрыто декоративной пластмассовый сеткой 14
ая одновременно выполняет роль фильтра для задерживания “° орНистой пыли от текстильных материалов.
сотесотероЛриГроскопический материал 9 хорошо впитывает влагу, кото- ，я по капиллярам волокон быстро распространяется по всей вы- Ра _ в 2,0 м фасадного сечения корпуса 3. Проходя через верхнюю
соте
соте
Рис. 4.11. Эжскционный воздухораспределитель-увлажнитель типа ЭВУ 1,5/1,5: 1 — приточный опуск; 2— патрубок (сечение 1100 х 80 мм) для присоединения приточного опуска: 3— корпус; / — сопла; 5 — лоток с шаровым клапаном: 6 — трубопровод водопровочной воды; 7 ——соленоидный клапан; 8 — датчик контроля влажности воздуха в цехе; 9 — полотна из гигроскопического материала; /0— декоративная сетка; П — поддон
часть гигроскопического материала, эжектируемый воздух LB адиабатно увлажняется с показателем Еа = 0,6. Смесь приточного воздуха L„ выходит через влажный гигроскопичный материал 9 по высоте 1,5 м и адиабатно увлажняется с показателем % = 0.65. Убыль воды в лотке 5 от испарения пополняется через трубопровод 6. При достижении влаашости воздуха 夕в в цехе, требуемого по технологии значения, датчик 8 подает команду на закрытие с оленоидног о клапана 7. За 10—15 мин интенсивность адиабатного увлажнения эжектируемого LB и приточного воздуха понизится из-за сни/кения уровня воды в лотке 5.
Под руководством автора проведена реконструкция существ，, ющих приточно-вытяжных систем на трикотажных и швейщ； фабриках. В существующих приточных воздуховодах заглущ^ лись приточные отверстия и делались опусни, которые соедини лись с аппаратами ЭВУ. Размер и глубина аппарата ЭВУ 1,5/1.5； выбран в 200 мм, что позволяет их устанавливать у стен без перекрытия технологических проходов. Обычно в промышленных зданиях у стен на 200-300 мм выступают строительные колонны и установка у стен агрегатов ЭВУ 1,5/1,5 шириной 200 мм уц% дывается в этой габарит. Смесь увлажненного воздуха поступает в рабочую зону и обеспечивает вытеснение под потолок цеха отеплен*
Рнс. 4.12. Принципиальная схема местно-центральной СКВ для текстильных предприятий
ного и загазованного внутреннего воздуха. Принципиальная схема предлагаемой местно-центральной СКВ показана на рис. 4.12.
В центральном кондиционере 1 по ходу приточного наружного воздуха £пн применены: воздушные клапаны 2 с электрическим приводом; воздушный фильтр 3; теплообменник /, который зимой выполняет роль отдачи утилизируемого из вытя?киого воздуха
яа на нагрев приточного наружного воздуха Ьшъ а летом вы- т З^ет роль воздухоохладителя косвенного испарительного охла- п^енин приточного наружного воздуха LnH; калорифер 5; камера "техденин 2% используемая зимой для смешения рециркуляцион- jro воздуха, поступающего по вытяжному воздуху 2月 через рс- лИровочный воздушный клапан 29; приточный вентилятор 6. Приточным воздуховодом 7 центральный кондиционер 7 соеди- ен через опускные воздуховоды с местными аппараторами 9 типа ЭВУ 1,5/1,5.
Вытяжной центральный агрегат 10 по ходу удаляемого отеп- ленного воздуха Ly включает: регулируемый воздушный клапан 30; фильтр 2; теплоизвлекающий теплообменник 11 с поддоном и сепаратором: вытяжной вентилятор 72.
К центральному вытяжному агрегату 10 присоединен вытяж- ной воздуховод 13. расположенный под потолком цеха. Вытяжной воздух вентилятором /2 по воздуховоду " выбрасывается в атмосферу. Теплоизвлекающий 11 и теплоотдающий “ теплообменники связаны трубопроводами 15, на которых смонтирован на-
сое 16. расширитсльный сосуд 77, перемычка с автоматическим клапаном 78, управляемым от датчика 19 контроля минимальнодопустимой температуры охла?кденного антифриза. Для первоначального заполнения в систему антифриза служит вентиль 20 с резервным шлангом, опускаемым в бочку с антифризом. Выпуск воздуха из системы производится через вентиль 2/. Аварийное опорожнение системы от антифриза производится путем использования вентилей 22. Для охлаждения антифриза в теплый период года служит закрытая градирня 23, орошаемый трубчатый теплообменник которой через трубопроводы 2/ соединен с рециркуляционными трубопроводами 15. В ре?киме охлаждение приточного наружного воздуха £пн вентили 25 закрываются, а вентили 26 открываются.
Проведем сравнение энергетических показателей предлагаемой местно-центральной СКВ для текстильного предприятия. Цех име- ет одинаковые размеры и расчетные тепловыделения с рассмотрен- ннми выше двумя примерами традиционных центральных СКВ.
По следовательно сть на хо?к дения энергетических показателей Честно-центральной СКВ ——по принципиальной схеме на рис. 4.12.
Анализ начинаем с теплого периода года, когда вентили 25 закрыты, а вентили 26 открыты. От работы насоса 16 охлажденной антифриз Ga中 с температурой 力аф1 = 21,5℃ подается в труб- Ks теплообменника / в центральном кондиционере 1, что обеспе-
чивает режим косвенного испарительного охлаждения приточно наружного воздуха (процесс Н-Ки на рис. 4.13) до iKH = 23.5。；? После нагрева в вентиляторе и приточных воздуховодах на р^
Рис. 4.13. Построение на I—d диаграмме круглогодовых расчетных режимов работы местно-центральной СКВ в цехах текстильных предприятий охлажденный наружный воздух с температурой tmi = 24,5 ℃ по опускным воздуховодам поступает в приемный патрубок аппаратов ЭВУ 1,5/1,5, которые смонтированы на полу цеха или у колонн. Перемещаемая сопловая панель в аппаратах ЭВУ 1,5/1,5 надвинута под приемный патрубок и охлажденный наружный воз-
х в количестве /Пп = 1500 м3/ч, выходя из сопел со скоростью ^ м/с> обеспечивают： эжекцию через верхнюю часть аппарата вну- еНнсго воздуха в количестве /в.э = 1500м3/ч. Исходя из номи- нальной производительности по первичному наружному воздуху ]5тыс.м3/ч и эжекгируемому внутреннему воздуху 1.5тыс.м3/ч, Б?названии аппарата ЭВУ (эжекционный воздухораспределитель- уВлал^нитсль) приведены цифры 1,5/1,5. Э?кектируемый внутрсн- нИй воздух с параметрами точки В (iB = 25 ℃ и(/?в = 65%) про- х()云贝т исрез увлажненный материал в верхней части фасадного сечеиия для адиабатного увла?кнения. В верхней части аппарата ЗВУ 1,5/1,5 эффективность адиабатного увлажнения составляет 灰 二 0,6. Из преобразованного выра?кения для показателя эффективности Еа находим температуру адиабатного увлажненного эжнщионного внутреннего воздуха:
£ву = £в —风匾-力в.м) = 25 — 0,6(25 - 20;б)二 22,4 ℃.
В аппарате ЭВУ смешивается охлажденный приточный наружный воздух с температурой 力нн = 24.5 ℃ и адиабатно увлажненный эжектируемый внутренний воздух с температурой 力恥，=22.4 ℃. Температура смеси определяется из уравнения смеси:
, %н х /“и + 力ву х /в.?24.5 х 1500 + 22,4 х 1500 尸 0
——=痴=23,。с.
Полученная смесь проходит через нижнюю часть влажного гигроскопичного материала и адиабатно понижает температуру при коэффициенте адиабатной эффективности нижней части расположения влажного материала Еа = 0,65. Температура приточного воздуха из аппарата ЭВУ будет
% = iCM - 0,65(iCM - /см.ы) = 23；5 - 0；65(23,5 - 19,4) = 21 ℃.
Из аппарата ЭВУ притонный охлажденный воздух при влаге содержании dn = &, = 13 г/кг поступает в рабочую зону цеха. Отепленный воздух от работающего текстильного оборудования поднимается под потолок. Подача в рабочую зону охлажденного воздуха способствует вытеснению под потолок отепленного воздуха- Рабочая зона цеха затапливается чистым увлажненным и °хла;кденным воздухом и обеспечивает поддер?кание в зоне работы технологического оборудования требуемых по технологии параметров воздуха:力в = 25°С и рв = 65%. По натурным наблюдениям в современных текстильных комбинатах с высотой цехов до 8 м
удаляемого воздуха:удаляемого воздуха:величина показателя эффективности воздухообмена может бьц^ принята К[ = 2,3. По формуле (1.13) вычисляем температуру
удаляемого воздуха:
удаляемого воздуха:
力у = 2,3(25 - 21) + 21 = 30,2 ℃.
На рис. 4.13 на диаграмме влажного воздуха в правой частц представлено построение режима работы мсстно-центральной СКВ в цехе текстильного предприятия. Для поглощения теплоизбытков в цехе расход приточного воздуха должен быть:
£“ —£“ —240 х 36001,18(30,2-21)240 х 36001,18(30,2-21)=80000 м3/ч.=80000 м3/ч.
£“ —
£“ —
240 х 3600
1,18(30,2-21)
240 х 3600
1,18(30,2-21)
=80000 м3/ч.
=80000 м3/ч.
Приточный воздух Е^ в аппаратах ЭВУ образуется из 50% £пн и 50% Ев.з・ Требуемая производительность центрального кондиционера будет
Епн = Ец х 0,5 = 80000 х 0,5 = 40000 м3/ч.
Оцениваем аэродинамическое сопротивление центрального кондиционера сети приточных воздуховодов и воздухораспределителей ЭВУ в 1.2 кПа. Тогда часовой расход электродвигателем вентилятора приточного воздуха электроэнергии будет
^в.пн.кн =^в.пн.кн =40000 х 1,23600 х 0,740000 х 1,23600 х 0,7=19 кВт • ч.=19 кВт • ч.
^в.пн.кн =
^в.пн.кн =
40000 х 1,2
3600 х 0,7
40000 х 1,2
3600 х 0,7
=19 кВт • ч.
=19 кВт • ч.
В вытяжном агрегате дополнительно смонтирован теплоизвлекающий тепло обменник и поэтому аэродинамическое сопротивление вытяжной сети и агрегата принимаем 0,8 кПа:
Мвн.у КН =Мвн.у КН =翳帮二 12,7 кВт3600 X 0,7'
Мвн.у КН =
Мвн.у КН =
В релшме косвенного испарительного охлаждения в центральном кондиционере затрачивается следующее количество холода：
C 一，力h--力ки
Qx.kh =厶пн X Рпн X Ср ^-^
28,5 - 23,5 I「=40000 х 1,19 х 1 ；—- = 66111 Вт.
3,6
По анализу схем косвенного испарительного охлаждения в климате Москвы автором получено, что средний за теплый период
па энергетический показатель для схемы по рис. 4.12 может быть г йНЯт 77KM = 5；2. Вычисляем расход электроэнсргии в расчетных ^сповиях теплого периода года на реализацию режима косвенного испарительного охлаждения:
Qxg66111…п
=^ х 1000 = 5JTI000 = 12,7 кВт
Адиабатный редким увлажнения в аппаратурных ЭВУ осуществляется без работы насосов при капиллярном методе подачи влаги в гигроскопичный материал.
Вычисляем энергетический показатель местно-централь- ной СКВ с использованием реяшма косвенного испарительного ох- лзждрния и адиабатного увла/киепия в аппаратах ЭВУ:
Зсквкн —Зсквкн —240240
Зсквкн —
Зсквкн —
19 + 12,7+12,7 = 4М
Для рассматриваемого цеха характерно расположение внутри здания и поэтому расчетные теплоизбытки в 240 кВт одинаковы в теплый и холодный периоды года. В холодный период года энергетически целесообразно поддерживать допустимый по технологии и тепловому комфорту для людей температуру 土вх = 20℃ и влажность 夕в = 60%.
По условиям теплового комфорта для людей температура приточного воздуха должна быть не более, чем на 4 градуса ниже 力в = 20 ℃. или in.x = 20 — 4 = 16 ℃ и inx.M = 13,6 ℃.
Общий перепад температур приточного воздуха по ассимиляции теплоизбытков в цехе вычисляется по формуле
△力△力ас.хас.хQt.M36.x * 3600Ец义Рп义СрQt.M36.x * 3600Ец义Рп义Ср℃.℃.
△力
△力
ас.х
ас.х
Qt.M36.x * 3600Ец义Рп义Ср
Qt.M36.x * 3600Ец义Рп义Ср
℃.
℃.
Для рассматриваемого примера получим:
△力 ас.х =△力 ас.х == 8,85 °C.= 8,85 °C.240 х 3600
△力 ас.х =
△力 ас.х =
= 8,85 °C.
= 8,85 °C.
80000 х 1,22 х 1
Температура удаляемого под перекрытием отепленного воз- "Уха должна быть
iyx = in + △力 ас.х = 16 + 8,85 = 24,85 ℃.
Делаем проверку, при каком значении показателя эффективности воздухообмена достигается требуемая температура удаляемого воз духа： '
24,85 - 1620-1624,85 - 1620-16=22=22
24,85 - 1620-16
24,85 - 1620-16
=22
=22
Натурные наблюдения на текстильных комбинатах показали [8]. что величина К^ = 2,2 достигается при подаче охлажденного приточного воздуха в рабочую зону цеха.
В холодный период года в режиме утилизации (см. рис. 4.12) вентили 25 открыты, а вентили 26 закрыты. Насос 16 подает антифриз Саф на нагрев в трубах геплоизвлекающего теплообменника 71 в центральном вытяжном агрегате 70 до гсмпературы 厶时. Принимаем теплотехническую эффекгивиость установки утилизации 仇у = 0,36. Из преобразованного выражения для показателя 0%у вычисляем температуру нагретого в тепло отдающем теплообменнике % центрального кондиционера 1 приточного наружного воздуха:
%х2 = %(Zyx Тн1)+ %i = 0,36(24,85 + 26) — 26 = -7,7℃.
В холодный период года сопловая панель в аппарате ЭВУ 1；5/155 смещается к передней части и эго прекращает э?кекцию внутреннего воздуха. Режиму адиабатного увлажнения подвергается голько выходящий из приемного патрубка воздух, подаваемый от центрального кондиционера. Благодаря снижению аэродинамического сопротивления аппаратов ЭВУ их производительность по приточному воздуху, поступающему аерез приемный патрубок, возрастает до 3 тыс.м3/ч. Следовательно, центральный кондиционер будет подавать к аппаратам ЭВУ расчетную производительность по приточному воздуху 80000 м3/ч, как это принято в расчетах в п. 12..
Получение требуемых параметров приточного воздуха 力пх 二 =16℃ достигается адиабатным увлажнением приточного воздуха в гигроскопичном слое при Еа = 0,65. Из преобразованного выражения для показателя Еа вычисляем требуемую температуру смеси в центральном кондиционере подогретого наружного и рециркуляционного воздуха по формуле
,力 пх ——Еа 力 см.х.м о/-(
力см.х = / _ Е,
16 丄2 二 20,3, У/-0,65…16 丄2 二 20,3, У/-0,65…%см.х%см.х国血 рассмагриваемого примера по формуле (4.8) получим:
16 丄2 二 20,3, У/-0,65…
16 丄2 二 20,3, У/-0,65…
%см.х
%см.х
В пересечении энтальпии 7nx 二 37 кДж/кг и вычисленной температуры tc.MX получим точку СМх.
I 17. Требуемая температура нагрева приточного наружного воздуха определяется следующим образом. Через точки Ух и СМХ проводим прямую линию до пересечения с вертикалью d^x — 0,6 г/кг 必 получим: температуру tKl = 5 ℃} до которой необходимо на- грСТь приточный воздух в калорифере. Энтальпия нагрева 7Kl = 二 6 кДж/кг.
Из преобразованного уравнения баланса смеси вычисляем расход подогретого приточного воздуха в смеси с вытяжным внутренним воздухом:
(4.9)(4.9)£ц(/ух — /см.х) мЗ/q
(4.9)
(4.9)
/ух —，KI
Для рассматриваемого примера по формуле (4.9) получим: ,80000(46 - 33)з /
Ан —777― 26000 м /ч.
Расход рециркуляционного вытяжного воздуха будет
£ух = 80000 - 26000 二 54000 м3/ч.
С丁％ki — 土нх2Quhki = 厶口н 义 Рин 义 Срз不С丁％ki — 土нх2Quhki = 厶口н 义 Рин 义 Срз不(4-10)(4-10)Расход тепла в калорифере центрального кондиционера составит
С丁％ki — 土нх2
Quhki = 厶口н 义 Рин 义 Срз不
С丁％ki — 土нх2
Quhki = 厶口н 义 Рин 义 Срз不
(4-10)
(4-10)
Для рассматриваемого примера по формуле (4.10) получим
5 + 77
QnH KI 二 26000 х 1,25 х I-—2- = 114653 Вт.
В установке утилизации в расчетных условиях холодного периода года утилизировано следующее количество теплоты вытяжного выбросного воздуха на нагрев приточного:
_7 7 _1_ 26
Q「y 二 24300 х 1,37 х 1—— = 169230 Вт.
В расчетных условиях холодного периода года для работы установки утилизации тепло гы вытяжного воздуха затрачивается Электроэнергия на работу вентиляторов и насоса циркуляции теплоносителя-антифриза. Рабочий перепад температур теплоносителя-антифриза обычно принимается 4-8 ℃. При температуре удаляемого воздуха 24,8 °C рабочий перепад можно принять 6 ℃. Тогда расход теплоносителя-антифриза составит
с 169230 х 3,6,
^т.аф = —-——— = 290011 кг/ч.
6 х 3,5
Затрачиваемая электроэнергия на работу насоса циркуляции теплоносителя-антифриза будет
29011 х 100
= 1040 х 3600 х 0,5 = 3,1 кВт *
Вычисляем энергетический показатель работы местно-центральной СКВ в холодный период года:
Q 240 240 _
СКВКИ'Х - 19 + 12,7 + 3,1 + 114,6 = 150 =
Проведенная технике-энергетическая оценка трех возможных вариантов центральных и местно-центральных СКВ в цехах предприятий текстильной промышленности позволяет отметить следующее:
——традиционно применяемые центральные СКВ с обработкой приточного воздуха методом адиабатного увлажнения или охлаждением от работы холодильных машин практически одинаковы по энергетической эффективности и имеют в климате Москвы в теплый период года следующий энергетический показатели: Зсквад = 1,49 И Зскв.х.м = 1,71;
——в предлагаемой местно-центральной СКВ в расчетных условиях теплого периода года получен энергетический показатель 3<жв ки = 5,4.
По сравнению с традиционными центральными СКВ расход электроэнергии сокращается:
——по сравнению с центральной СКВ с режимом адиабатного увлажнения приточного воздуха в 5,4/1,49 = 3,6 раза:
——по сравнению с центральной СКВ с машинным охлаждением приточного воздуха в 5,4/1,71 = 3,16 раза.
В рассматриваемых трех схемах СКВ в расчетных условиях холодного периода года затрачивается тепло в калориферах для нагрева приточного воздуха. Это обусловливает снижение энергетического показателя СКВ:
——для центральной СКВ с адиабатным увлажнением до Эсквад.х = 0,63；
——для центральной СКВ с летним машинным охлаждением до Эскв х.н.х ― 1,28;
—для местно-центральной СКВ до Эсквки.х — 1；6.
Проведенный анализ указывает на значительные энергетические и санитарно-гигиенические преимущества местно-центральных СКВ для цехов текстильных предприятий, трикотажных и швейных фабрик. Капитальная стоимость предлагаемых местно-центральных СКВ меньше, чем традиционной СКВ с адиабатным увлажнением, в которой центральные приточные и вытяжные агрегаты в три раза больше ио производительности, что соответственно увеличивает стоимость этого оборудования. В традиционной центральной СКВ с холодильными машинами и пневматическими (форсунками стоимость этого оборудования составляет до 40% общей стоимости.
Предложенная местно-центральная СКВ хорошо приспосабливается при реконструкции существующих систем. К приточным воздуховодам добавляются опуски, которые соединяются с аппаратами ЭВУ, располагаемые на полу у стен и колонн.
Выполненные автором реконструкции СКВ на трикотажных и швейных фабриках получили высокую оценку от работниц, к которым прямо в зону дыхания стал поступать чистый и сведший наружный воздух.
Рассмотренные три варианта СКВ не связаны с реконструкцией технологичсского оборудования. В настоящее время имеются разработки по встраиванию в ткацкие и прядильные станки локальных охлаждающих и увлажнительных аппаратов/ Это позволяет поддерживать в зоне ведения процессов ткачества и прядения оптимальную для технологии высокую относительную влажность воздуха, которую нельзя поддерживать в воздухе рабочей зоны из-за теплового дискомфорта работающих у оборудования людей. При наличии встроенных в технологическое оборудование воздухоохладителей, например трубчатых змеевиков, необходима циркуляция по ним охлаждающей ?кидкости. В теплый период года циркулирующая через местные охладители жидкость будет охлаждаться методом испарительного охлаждения в градир-
нях. В холодный период года охлаждающая жидкость будет 0T давать тепло в теплообменниках приточных агрегатов, произв； дительность которых по приточному воздуху будет отвечать уСЛо виям ^пн（мин） = Еу・ В задачу приточных и вытяжных агрегатор с минимально-возможной производительностью входит созданИе и поддержание в рабочей зоне производственных цехов наиболее комфортных параметров для работающих людей. Ло нашим оценкам, создание раздельных технологических и комфортных СКВ на текстильных предприятиях позволит в четыре раза сократить расход электроэнергии на круглогодовое функционирование anna- ратов приточно-вытяжных систем и полностью отказаться от рас- хода теплоты горячей воды па подогрев приточного наружного воздуха. Создание веграиваемых охладителей и увла/кнителей в текстильное оборудование возможно только при совместной работе с разработчиками технологического оборудования.
Системы микроклиматав жив отнов одче ских и птицеводче скихпомещениях и пути их с ов ершенств ования
В помещениях содержания животных и птиц в зоне их обитания необходимо поддерживать температуру, влажность и газовый состав воздуха таких параметров, при которых создаются наиболее благоприятные условия для жизнедеятельности их организма и высокой их пр оду ктивно сти. Организм л^ивотных обладает способностью поддерживать температуру тела на уровне оптимальной биологической активности. При поедании корма животные получают энергию и общий энергетический баланс жизнедеятельности их организма должен соответствовать количеству теплоты, отдаваемой организмом окружающей среде. При поддержании в помещении температуры ниже оптимального уровня терморегулирующий организм животных будет сокращать отдачу тепла в окружающую среду и расходовать энергию корма на поддержание температуры тела на уровне биологичесх^ой активности. При поддержании температуры воздуха на оптимальном уровне энергия корма будет максимально расходоваться на повышение продуктивности животного： коровы дают максимальные удои, куры-несушки дают максимальную яйценоскость, свиньи на откорме дают максимальные привесы.
При повышении температуры воздуха в зоне обитания животных наблюдается перегрев тела животных и они сокращают по-
ебления кормов, что ведет к резкому сниткению продуктивно- 'Р依 Круглогодовая работа систем микроклимата в помещениях с^дСрЖания ?кивотных должна обеспечивать поддержание в зоне их CgH^HHfi параметров воздуха, приблигкающихся или да?ке отвеча- Мщнх условиям сохранения оптимальной биологической активно- :тп・ В работе [4] приведены традиционные системы микроклимата м рекомендуются величины параметров воздуха при различных методах содержания различных типов и возвратов животных (под термином ?кивотные подразумеваются и птицы). Имеются много- хшеленные исследования, показывающие на снижения продуктив- ности животных при отклонении параметров воздуха от рекомендуемым значений. На рис. 4.14 представлен график зависимости
продуктивности кур-несушек и потребление ими корма (наблюдения В.М.Селснсхюго, 1975г.). Наибольшая продуктивность кур- несушск отмечается при температуре воздуха 16-18 ℃ и относи-
тельной влажности 60-70%. При этом, безусловно, обеспечивав поддержание нормируемого газового состава воздуха по нормам Ы Снижение температуры воздуха до 0℃ приводит к резкому сокра' щению яйценоскости и практически к удвоенному расходу кор^.1а Это показывает, что при низких температурах окру?кающего 麻 вотных воздуха энергия поедаемого корма большей частью расх® дуется на поддержание температуры тела на уровне биологической жизнедеятельно с ги организма. Из графика на рис. 4.14 видно, xiTo при повышении температуры воздуха в зоне обитания животных что характерно для теплого периода года при их содер?кании в помещениях, наблюдается снижение пр одуктивно сти и потребления кормов. Это указывает на то, что создается перегрев организма и животные сни?кают биологичсскую активность из-за недостаточ-
содерсодерного отвода теплоты организма в окрул^ающую среду. Традиционные системы микроклимата в помещениях
содер
содер
включают только средствавключают только средстважания ?кивотных в климате России
включают только средства
включают только средства
для нагрева приточного воздуха в калориферах, питаемых горячей водой, как правило, от местных котельных сельхозпредприятий [4]. Так например, на птицефермах широко используются помещения птичников, сооруженные из типовых л;елсзобетонных панелей без окон. Помещение птичника для содержания в трехъярусных по высоте клетках 36 тыс. кур-несушек имеет размер по длине 96 м и по ширине 18 м. С каждой стороны помещения птичника устанавливается 16 шестиметровых панелей с отверстиями диаметром 0,6 м в нижней части на высоте от земли 0,3 м. В этих отверстиях устанавливаются осевые вентиляторы с диаметром рабочего колеса 0,6 м с приводом от электродвигателя мощностью 0.8 кВт. В торцах здания на высоте 2,8 м с каждой стороны здания в пристройках располагается по 5 осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса 1.0м с приводом от электродвигателей мощностью 2,2 кВт. На всасывающей стороне вентиляторов располагается приемная камера с калорифером для нагрева нару?к- ного воздуха в холодный период. Калориферы снабжаются горячей водой от котельной птицефабрики. При температурах наружного воздуха +5 ℃ и выше подогрев в калориферах прекращается, в торцевой части камеры открываются створки и создается доступ наруяшого воздуха к всасывающим отверстиям 5 шт осевых вентиляторов N。10 с ка?кдой торцевой стороны птичника. В этом рс/киме вентиляции 10 приточных осевых вентиляторов подают в верхнюю зону помещения компактными струями 160 тыс.м3/4 приточного наружного воздуха. Осевые вентиляторы в ни?кней на-
боковых стен отсасывают воздух из нижней зоны помещений с выбрасывают его наружу. Общий расход электроэнергии на ра- ?оту всех вентиляторов составляет 49 кВт • ч.
В холодный период года при температурах наружного воздуха ниже 5 °C система вентиляции переводится для работы в режиме нагрева приточного наружного воздуха. Для этой цели в торцах приточных камер закрываются створки, а забор наружного воздуха происходит через канал, в котормй вмонтированы калори- фрры)расположенные в отверстиях боковых стен камеры. Производительность десяти осевых вентиляторов приточных систем снижается до 80 тыс.м3/ч. В калориферы подается горячая вода и приточный наружный воздух нагревается до 5 ℃, а 32 работающих осевых вентиляторов в боковых стенах помещения выбрасывают огспленный и загрязненный воздух наружу. Наши натурные обследования птицеводческих хозяйств показали, что в зимний период от выбрасываемого теплого воздуха на расстояние до 1,5 м от боковых стен помещений птичника нет снега, который тает от потока выбросного теплого воздуха с температурой не менее 16℃. Несмотря на значительные расходы электроэнергии и тепла, традиционные системы микроклимата не обеспечивают создание и поддержание в зоне обитания птиц оптимальных параметров воздуха. Это может быть объяснено следующими причинами.
——Струйная подача приточного воздуха в верхнюю зону помещений не обеспечивает равномерного проникновения приточного
воздуха повоздуха повентиляторов; нами наблюда-вентиляторов; нами наблюда-длине помещения 48 м, обслуживаемого одной торцевой
воздуха по
воздуха по
вентиляторов; нами наблюда-
вентиляторов; нами наблюда-
приточной системой из пяти осевых
иись попытки работников птицеферм устанавливались в верхней зоне помещений на расстоянии от торцевых стен 20 м дополнительные осевые вентиляторы для увеличения длины зоны про-
никновения приточного воздуха.
—Между клетками с птицами и боковыми стенами, в нижней части которых установлены осевые вентиляторы, имеется технологический проход шириной 1,2 м. Между верхом клеток и перекрытием имеется свободное пространство высотой у технологических проходов нс менее 0,4 м. Наличие свободных пространств над клетками и сбоку их предопределяет забор части вытяжного воздуха осевыми вентиляторами № 6, минуя объем, занимаемый клетками с птицей. Замеры показывают, что содержание газовых вредностей в вытяжном воздухе меньше, чем в воздухе непосред- ственно в объеме клеток с птицами.
——Приточный воздух нс подвергается увлс1жнснию, что прИЬо дит к поддержанию в помещениях в теплый период года в климат； Московской области повышенной температуры до 30 ℃ и понижен ной относительной влажности воздуха (40-46%). Автором предка жено осуществлять в помещениях содержания ?кивотных энерг0. сберегающую технологию приготовления приточного воздуха. Приток воздуха осуществляется методом затопления зоны обитания животных. Для подачи приточного воздуха в зону обитания ?кй. вотных используются аппараты типа ЭВУ, конструктивная схема которых приведена в § 4.4. Высота зоны притока в аппаратах ЗВУ определяется назначением и способом содержания животных в помещении. Так например, в свинарниках ——откормочниках приток воздуха осуществляется через фасадное сечение аппаратов ЭВУ по высоте 0,6 м, что объясняется высотой животных. В помещениях содержания кур в трехъ ярусных клетках приток осуществляется через аппараты ЭВУ, имеющие высоту приточного сечения 1.6 м. Приточные аппараты ЭВУ располагаются у боковых стен в кая^- дом строительном модуле 6 м. Для сборки строительных панелей используются колонны и балки, имеющие выступающие ригели размером 0,2-0,4 м. Глубина аппарата ЭВУ составляет 0.2 м, что позволяет установить его у боковых стен, нс загораживая технологические проходы в я^ивогноводческих помещениях.
Приготовление приточного воздуха о суще ствл нет ся в четырех приточных агрегатах, располагаемых по два агрегата в двух приточных камерах у горцевых стен ?кивотноводческого помещения. Имеются строительные решения ?кивотноводноских помещений, в которых приточные камеры расположены посередине здания в форме кирпичной пристройки. В этих случаях предлагается разместить две или четыре приточные камеры в пристроенной части. Ка?кдая приточная система подает приготовленный приточный на- ругкпый воздух к половине длины стены к установленным на полу 8 аппаратов ЭВУ. На рис. 4.15 показан пример организации воздухообмена в птичнике при содержании кур-нссушек в трехъярусных клетках 7. По приточному воздуховоду 2 наружный воздух подается к аппаратам ЭВУ (позиция 3). Вытяжка загазованного отепленного воздуха в геплый период года о суще ств ляется через вентиляционные шахты /, сооружаемые в крыше животноводческого помещения у конька крыши. По сечению шахты / установлен воздушный клапан 5, который закрывается зимой. От ра- боты вытяжного вентилятора (на рис. 4.15 не показан) в зимнем
е?кИме загазованный отеплешгый воздух забирается но воздухо- ^оЗУ 6 и поступает в теплоизвлекающий теплообменник установки утилизации (на рис. 4.15 нс показана).
У В установке утилизации приточный нарулшый воздух нагрсва- етСЯ извлекаемой теплотой вытяжного воздуха. Установку утили-
Рис. 4.15. Принципиальная схема организации воздухообмена в системах микроклимата по энергосберегающей технологии в помещениях содер?кания животных
зации следует проектировать по схеме с циркуляцией промежуточного теплоносигеля-антифриза. Как правило, в расчетных условиях холодного периода года нагрев приточного наруткного воздуха в тепло отдающем теплообменнике установки утилизации недостаточен для подачи в зону обитания животных. Для повышения температуры зимой используется режим эженции внутреннего воздуха в аппаратах ЭВУ. Сопловая панель в аппаратах ЭВУ устанавливается в положение перекрытия патрубка поступления наружного приточного воздуха： который будет поступать в аппарат ЭВУ через сопла. Благодаря этому через верхнюю часть аппарата ЭВУ обес- печивается эя；екция внутреннего воздуха. Образовавшаяся смесь с температурой 5 ℃ поступает в зону обитания птиц по всей высоте клеток.
В теплый период года сопла в аппаратах ЭВУ сдвигаются к фасадному сечению. Благодаря снижению аэродинамического со- прогивления аппаратов ЭВУ производительность ио приточному наружному воздуху увеличивается при том же погреблении элек-
троэнсргии электродвигателем приточного вентилятора. В теплый период года к лоткам аппаратов ЭВУ подается водопроводная 恤己 которая увлажняет гигроскопичный материал в фасадном сечениц1 Приточный наружный воздух в количестве 2500 м3/ч проходит q& рез влажный материал и поступает в помещение птичника по все必 в!>1соте клеток. От птицы в клетках выделяется тепло, влага 且 вредные газы, которые поднимаются под крышу и удаляются q& рез шахты /, в которых летом открыты клапаны £ Коэффициент воздухообмена для схемы по рис. 4.15 равен К^ = 2,42. Это позволяет вычислять параметры вытяжного воздуха.
Проведена разработка проекта реконструкции систем в птичнике клеточного содержания 36 тысяч кур-несушек на птицефабрике «Мирная» Московской области. Вместо 10 осевых приточных вентиляторов N飞 10 и 32 осевых вытяжных вентиляторов № 6. потребляющих 48 кВт ■ ч электроэнергии} применено четыре приточные системы производительностью 20 тыс.м3/ч воздуха каждая. Расход электроэнергии в четырех приточных системах составил: 4x4= 16 кВт • ч. Экономия электроэнергии в теплый период года составила
△^ = 48 — 16 = 32 кВт • ч.
Использование установки утилизации в холодный период года позволяет отказываться от потребления тепла от местной котельной. На работу четырех вытяжных вентиляторов зимой, при за- К1)ытых клапанах 5 в вытяяшых шахтах ^затрачивается электроэнергии: 4x3 = 12 кВт • ч. На работу насосов установок систем утилизации: 4 х 0,15 二 0.6 кВт • ч. Общие затраты электроэнергии в предлагаемой системе микроклимата зимой будут:
N = 16 + 12 + 0,6 = 28,6 кВт • ч}
что почти в два раза меньше затрат электроэнергии в традиционной системе. В предлагаемой системе микроклимата по схеме на рис. 4.15 нет затрат тепла на нагрев приточшого наругкного воздуха. По аналогичной схеме воздухообмена, как на рис. 4.15. и одинаковой технологии приготовления и организации воздухообмена рекомендуется проектировать энергосберегающие системы микроклимата для помещений содержания коров, свиней и др. животных. Высота аппаратов ЭВУ должна отвечать высоте зоны обитания животных.
Энерго с б ер егающие системы микроклиматав помещениях выращивания грибов
В нашей стране круглогодовое выращивание грибов в специ- апьных помещениях получает за последние годы все большее распространение. Процесс круглогодового выращивания грибов в специальных помещениях требует поддерживать рациональные параметры внутреннего воздуха по температуре, влажности и газовому составу. В рабоге [1, в табл. 25 на с. 63] в качестве оптимальных параметров воздуха для выращивания грибов приведены следующие значения: температура /в = 18—22 ℃, относительная влажность 50-60%.
Поддержание требуемых параметров внутреннего воздуха мо- жет быть обеспечено только при создании и постоянной работе систем микроклимата. В работе [6] указывается, что повышение содержания углекислого газа в воздухе помещений выращивания грибов приводит к искажению морфогинеза и потере их качества. Наиболее простым и эффективном методом поддержания концентрации СО? на нормируемом уровне является подача в культивационные помещения кондиционированного (приготовленного) свежего приточного наружного воздуха. Обеспечение требуемых внутренних параметров воздуха в культивационных помещениях рационально осуществлять на базе приточно-вытяжных агрегатов, создаваемых из выпускаемых промышленностью технологических блоков. В приточном воздухе энергетически рационально сохранять количество сведшего наружного воздуха, найденного по условиям обеспечения поглощения газовых выделений и поддержания требуемых по технологии внутренних параметров воздуха на нормируемом уровне. В общем случае количество приточного наружного воздуха по условиям удаления газовых вредностей вычисляется по формуле (L5). Обычно помещения для выращивания грибов строят в сельской местности, где нет загазованности атмосферного воздуха и поэтому можно принять концентрацию вредностей в наружном воздухе Сн = 0.
В холодный период года через строительные ограждающие кон- струкции помещений имеют место трансмиссионные теплопотери. которые необходимо компенсировать внутренними тепловыделениями и нагретым приточным наружным воздухом. Летом охла- ^денным приточным воздухом необходимо отводить избытки тс- ^лопритоков.
Рассмотрим возможные режимы работы ситем микроклимат помещении при круглогодичном выращивании грибов. Па рис. 4 ； нанесены на диаграмму влажного воздуха расчетные параметр；
Рис. 4.16. Построение на 1—d диаграмме х^руглогодовых режимов приготовления приточного воздуха в системах микроклимата для помещений выращивания грибов
наружного воздуха для холодного Нх и теплого Н периодов года по параметрам Б для климата Московской области [18]. В расчетных условиях холодного периода года температура наружного воздуха 力нх = —26 °C при низком влагосодержании &壮=0,6 г/кг. СеР- тором В- Вх выделены возможные круглогодовые изменения пара-
grpOB внутреннего воздуха по данным работы [1]. Для сохране- "気 воздушного баланса в обслуживаемом помещении необходимо охранить примерное равенство расхода притока приготовленного н/у^пого воздуха LUH удаляемого вытяжными системами загазо- ванЗог。воздуха £у. Сравнение расчетных параметров наружного «m/мата точках Нх и Н с требуемыми параметрами внутреннего воздуха (сектор В-Вх) позволяет выбрать требуемый режим приготовления приточного воздуха.
В зимний период (точка Нх) приточный нарулшый воздух необходимо нагревать и увлажнять. Для экономии тепла и холода энергетически рационально утилизировать зимой теплоту выброс- нОГо воздуха £у на нагрев и увлажнение приточного наружного воздуха £Ш1 во вращающемся регенеративном утилизаторе. Та- кая конструкция утилизаторов получила широкое распространение в климатических районах с расчетными температурами наружного воздуха до £нх > —Ю℃. В более холодном климате, что характерно для России, для предотвращения замерзания конденсирующейся из выбросного воздуха влаги применяют предподо- грев в электронагревателях нару?кного воздуха до температуры 力hi = —10 ℃. Электрический нагрев является наиболее дорогим, и фирмой «Всза» ) (предложение Дерибасова А.М.) разработан принципиально новый метод предохранения от обмерзания путем периодического прсдподогрсва до температуры 50—60℃ удаляемого воздуха перед вращающимся ротором утилизатора. Это позволяет быстро устранить обмерзания, а затраченное на предпо- догрев тепло одновременно увеличивает нагрев приточного наружного воздуха. При теплотехнической эффективности утилизатора ®2 = 0.6 температура нагрева приточного наружного воздуха утилизируемым теплом вытяжного выбросного воздуха при начальной гемпературе вытяжного воздуха 玄打=18℃ и ^их = —26℃ получим
%нху = 0,6(18 + 26) = —0,4℃.
На рис. 4.16 точкой Нху и процессом Нх- Нху показан нагрев и увлаяшение наружного воздуха в теплоутилизаторе без иримене- нкн пр едохранительного предподогрева, что является основным п()времени режимом работы утилизационного вращающегося теплообменника. 13 зависимости от требуемых условий компенсации нагретым воздухом геплопотерь культивационного помещения вы-
бирается требуемая температура нагрева в калорифере нару笊師 воздуха (точка К) процесс Нну-К. 0
Далее нагретый воздух адиабатно увлажняется до влагосодеп жания, входящего в границы сектора В-Вх (точка ПН). Теми/ ратура притока tn выбирается по условиям допустимого перепад» температур в зону выращивания грибов: tu = tn — ^в. Обычно принимают △力п до 5 °C. По условиям получения требуемой темпе» ратуры притока 力口 выбирается расход рециркуляционного воздуха £в.р, обеспечивающий при смешении параметры приточного воздуха (точка СМХ = Пх). Для построения на рис. 4.16 fCMX =力- =22 ℃, или △力口 = 22 - 18 = 4℃. 、
Требуемая эффективность режима адиабатного увлажнения подогретого приточного наружного воздуха (процесс К-ПН) для построения на рис. 4.16 составляет:
% —% —39,5 - 2639,5-1639,5 - 2639,5-16=0,56.=0,56.
% —
% —
39,5 - 26
39,5-16
39,5 - 26
39,5-16
=0,56.
=0,56.
комендуется применять технологический блок адиабатного увлажнения с глубиной орошаемого слоя 100 мм. Рекомендуемый аппа
рат для адиабатного увлажнения является самым энергосберега
ющим по расходу электроэнергии и воды по сравнению с другими методами увлажнения (например, паровыми увлажнителями, форсуночными камерами).
В теплый период года приточный наружный воздух (точка Н) необходимо охла?кдать и осушать до температуры fox, обеспечивающей поглощение теплоизбытков QT ИЗб, Вт:
= ^ —戸6 X 3,6 _ оС}(4.11)
厶нн X Рпн 义 Ср
где △土вн ——нагрев охлажденного воздуха в вентиляторе и воздуховодах, ℃.
Температура притока Zn определяется параметрами смеси (процесс В-ОХ П) охлажденного и рециркуляционного воздуха (точки СМ = П).
Для сохранения требуемого влагосодсржания внутреннего воздуха в границах сектора В-Вх принципиально возможно охла;кде- ние приточного наружного воздуха до ^ох(мах) — 9 ℃. Если рабочий перепад охлажденного воздуха △力ас = %в — %н = 20 — Ю
10℃ и принятый расход Е^н не обеспечивают поглощение рас- ^етных теплоизбытков, то нужно предусмотреть вторую рецирку- пЯцйю. Охлал?даться в приточном агрегате тогда будет большее количество воздуха (Е^н + Ев.р2), которые обеспечивают поглоще- ние расчетных теплоизбытков. Температура притока tn опредепн- ется смешением охлажденного и рециркуляционного воздуха LB.P (точка СМ на рис. 4.16).
На рис. 4.17 представлена схема приточного и вытяжного агре- гатОв. собранных из стандартных технологических блоков цен- тральных кондиционеров, в которых выполняется круглогодовая
Рис. 4.17. Принципиальная схема приточного и вытяжного агрегатов в системе микроклимата помещений для выращивания грибов
обработка приточного и вытя?кного воздуха в системе микроклимата помещений для выращивания грибов режима, показанного на рис. 4.16.
Представленная на рис. 4.17 схема приточного и вытяжного агрегатов, собранных из технологических блоков центральных кондиционеров, включает следующие элементы: 1 — приточный агрегат для круглогодового приготовления приточного наружного воздуха, смешиваемого с рециркуляционным воздухом; Z ——воздушные клапаны: 3 ——фильтр очистки воздуха;才 ——вращающийся утилизационный тепло обменник; 5——калорифер нагрева LI1H; 6—- воздухоохладитель для охлаждения и осушки приточного наружного воздуха: 7 ——блок адиабатного увлажнения; 8 ——смеситель- ная камера потоков приготовленного £]Ш и Рециркуляционного LB.p воздуха; 9 ——приточный вентилятор; 10 ——приточный воздухо- вод; 11 ——вытяжной воздуховод; /0 ——вытяжной вентилятор; 73— др «межуточные секции; // — калорифер для периодического нагрева вытяжного удаляемого воздуха для размораживания по-
верхности насадки ротора утилизационного тепло обменника; ?з、 промежуточная секция сбора удаляемого воздуха; 16— воздуховод выброса в атмосферу удаляемого вытяжного воздуха Ly.
Для круглогодового функционирования оборудования по схеме на рис. 4.17 необходимо располагать летом источником холода (хп.
ИСТО*ИСТО*лодильной машиной или артезианской скважиной) и зимой
ИСТО*
ИСТО*
ТЭЦ). При.ТЭЦ). При.менение в составеменение в составеником тепла (котельной или снабжением теплом от
ТЭЦ). При.
ТЭЦ). При.
менение в составе
менение в составе
притотшо-вытяжных агрегатов вращающегося
регенеративного утилизатора позволяет в расчетных условиях холодного периода года в Москве [18] на нагрев 1 м3/ч приточного наружного воздуха извлекать следующее количество выбросного тепла вытяжного загазованного воздуха (см. рис. 4.16):
r , v力ну——力hх
厶口н 义 Рин X Ср —”зб
О 4
=1 х 1>35 х 1 J-„ — = 9,9 Вт/(м3/ч).
Затраты тепла на нагрев 1м3/ч приточного наружного воздуха в калорифере:
<7т.к = 1 义 1,21 х ]泌彳"4 = 13,14 Вт/(м3/ч).
Вычислим процент экономии тепла благодаря утилизации теплоты вытяжного воздуха:
“；?八 с х 100 = 43%.
13,14 + 9,9
При низких температурах наружного воздуха возмо?кпо обмерзание сконденсированной влаги на насадке в роторе вращающего тсплоугилизатора, что вызовет повышение аэродинамического сопротивления. Датчик осуществляет контроль аэродинамического сопротивления вращающейся роторной насадки. Наличие наче- дей приведет к увеличению а эр одинамиче ского сопротивления, и датчик контроля потерь давления передает команду на включение автоматического клапана для подачи горячей воды в предохранительный теплообменник 丿/ (см. схему на рис. 4.17), что обеспечит нагрев удаляемого воздуха до ^Ух.к = 50 ℃. В этом релшме в тсплоутилизаторе / приточный нару?кный воздух будет нагрет до температуры
力нух.к = 0,6(50 + 26) -26 = 19}6℃.
удельный нагрев 1 м3/ч приточного наружного воздуха во враща- joineMcn теплоутилизаторс составит
qr.y = 1 х 1,32 х 1竺二 16,7 Вт/(м3/ч).
Затрата тепла на нагрев 1 м3/ч приточного воздуха в калорифере приточного агрегата будет
= 1 X 1,17 义 J9,5 j坐=6,47 Вт.
Процент полезно извлеченного тепла в тепл оутилиза тор е в режиме оттайки ротора составит
В J х ЮО = 72%.
16,7 + 6,47
Проведенный расчет показал на значительные энергетические преимущества применения защиты от обмерзания вращающегося ротора регенеративного теплоутилизатора по методике, разработанной фирмой «Веза».
В теплый период года применение регенеративного вращающего теплоутилизатора позволяет экономить холод. Вычисляем удельную величину охладительной способности вращающего ротора в расчегпых условиях теплого периода года в климате Московской области [18] (см. охлаледение на рис. 4.16):
Му = 1 义 1,18 х I28-5 20,1 = 1,1 Вт/(м3/ч).
Удельная затрата холода от работы холодильной машины вычисляется по формуле
50 3 — 32
9х.м = 1 义 Рпн 义(Л.у - /ох) = 1 X 1,21-^——二 6,15 Вт.
Благодаря применению вращающегося теплоутилиза тор а в расчетном режиме теплого периода года достигается следующая экономия холода：
―^— х 100 = 17,6%.
6,15 + 1,1
В нормах [18] показано, что суточное изменение температуры на- РУ?кного воздуха в теплый период года в климате Московской области достигает 10,4°С. Следовательно, при снижении температуры
наружного воздуха до 21 ℃ энергетически рационально остановить электр одвига тель вращения ротора в теп л оутил из а тор е и исполу зовать холод наружного воздуха как первую ступень перед охла；кде, нием в возду хоох л адителе 6 приточного агрегата (см. рис. 4.17).
Повышение энергетической эффективностиСКВ методами восстановительной вентиляции
Для реализации энергосберегающей технологии СКВ необходимо стремиться к ограничению производительности приточных систем минимально-неизбежными расходами приточного нару^_ ного воздуха £пн(мин), определяемыми санитарно-гигиеническими требованиями [18]. Вычисленный по этим условиям минимальнонеизбежный расход приточного наружного воздуха £цн(ммн) должен быть равен или несколько больше минимального расхода удаляемого воздуха £у(ммн) • Этим минимальным расходом воздуха может быть разбавлено следующее количество выделяющихся в воздух рабочей зоны помещения вредностей:
Вр(ммн) = EnH(MHH)KLc(CnAB — Сн), мг/q, (4.12) где Grb — предельно допустимая концентрация вредностей в выбросном воздухе; q — содержание вредностей в приточном воздухе.
С помощью местных аппаратов для поглощения вредностей должно быть удержано следующее количество выделяющихся в воздух рабочей зоны вредностей:
Вр.мес = Вр — Вр(ммн)> Mr/q.(4.13)
В зависимости от физических и механических особенностей вредностей подбираются аппараты, в состав х^оторых входят средства для улавливания (очистки) воздуха рабочей зоны от рассматриваемой вредности. Очищенный в этих аппаратах воздух возвращается в помещения. Принцип глубокой очистки воздуха рабочей зоны от выделяющихся вредностей и возврат очищенного воздуха в помещения с содерл?анием вредностей нс более, чем определено саннормами [18], будем называть «восстановительной вентиляцией». Применение методов восстановительной вентиляции позволяет выполнить условия реализации энергосбср егающих технологий СКВ при минимизации расходов приточного наруяшого ВОЗдуха ДО /(мнн)-
На рынках имеется широкий выбор аппаратов для улавлива- Н员а различных по своим физическим и механическим свойствам вредностей. Более десятка лет применяются очистительные ап- параты для вентиляции мест проведения сварочных работ. На йС> 4.18 представлена принципиальная схема очистительного агре- гата для улавливания сварочных аэрозолей. Через местные прием-
Рис. 4.18. Принципиальная схема местного очистителя вытяжного воздуха от мест сварки
ные устройства, соединенные гибким шлангом с очистительным аппаратом, от работы вентилятора 1, встроенного в очистительный агрегат, сварочная аэрозоль (дым) засасывается к фильтру 2 грубой очистки. В фильтре грубой очистки 2 улавливаются крупные частицы окислов металлов и пыли размером более 5-10 мкм, содержащиеся в сварочной аэрозоли. Состав окислов металлов в сварочном дыме зависит от состава используемых при сварке электродов. Более мелкие частицы сварочного аэрозоля остаются в воздушном потоке и поступают в электричесх^ое поле, создаваемое подачей на вертикальные коронирующие электроды 3 и 6 тока высокого напряжения 8 кВ от источника высокого напряжения /. К источнику тока высокого напряжения / от однофазной сети под- водится переменный электрический ток напряжением 220 В. В ис- точнике 4 переменный ток выпрямляется и его напряжение по-
вышается до двух значений: 8 кВ и 4 кВ. С напряжением 8&R постоянный электрический ток подастся на вертикальные электро ды 3 и 6, соответственно первой и второй ступеней тонкой очисц^ Проходя через электрическое поле, создаваемое высоким напряжением на вертикальных электродах 3 н 6： частицы пыли получаю^ пололштслъный электрический заряд и далее с потоком воздуХа поступают в осадительные камеры 5 и 7. Осадительные намерз первой 5 и второй 7 ступеней очистки состоят из пластин, н кою. р1.ш от источника 4 подведено напряжение в 4 кВ с пололштсльным зарядом. Пластины через одну имеют отрицательный заряд, Что обусловливает притягивание к их поверхности поло?кительно заряженных частиц, содержащихся в сварочном дыме. В первой осадительной камере 5 на пластинах с отрицательш>ш зарядом оседают полояштельпо заряженные частицы размером до 1—0,5мкм. На пластинах второй осадительной камеры 7 оседают положительно зарябленные частицы размером до 0,3 мкм. Проведены испытания аппаратов очистки сварочного дыма, образованного от непрерывной часовой работы четырех сварщиков с разными по химическому составу электродами. Перед очистным атрсга^Ъм начальная запыленность сварочного дыма составляла ЗОмг/м3, а на выходе из агрегата воздух имел запыленность 1,2 мг/м3. Средняя эффективность очистки фракции сварочного дыма размером более 0,3 мкм составила до 98%. Такая высокая очистка воздуха от сварочных аэрозолей позволяет очищенный воздух возвращать в цех.
Натурные наблюдения показали, что работа очистительных ап- паратов позволяет поддсряшвать в рабочей зоне цеха концентрацию пыли ниже ПДК. 、
На фотографии рис. 4.19 показан участок сварки в цехе. У четырех мест сварки расположены приемные воронки I, соединенные гибкими воздуховодами 2 с всасывающим коллектором 3, соединенным с очистительным агрегатом /. Питание очистительного агрегата / постоянным электрическим током высокого напря- 7кения о суще ствляется от источника 5. Очищенный воздух после очистительного агрегата / по приточному воздуховоду 6 подается к воз ду хор а спр едслительному устройству (на фото рис. 4.19 не показан).
На рис. 4.20 показан очистительный агрегат, устанавливаемый в помещениях административно-общественных зданиях, где разрешено курение. По санитарным нормам в помещениях, где разрешено курение, необходимо подавать повышенные нормы приточ-
ног° наружного воздуха на одного человека 150м3/(ч■ чел). Для Р1збс?каиия повышенной производитсльности приточных систем в помсшении устанавливаются агрегаты по принципиальной схеме
Рис. 4.19. Фотография участка сварки в цехе с. отсосом сварочного дыма от четырех мест сварки в очистительный агрегат
на рис. 4.206 Из помещения воздух засасывается через декоративную решетку I и последовательно проходит очистку в фильтре грубой очистки 2 и двухступенчатом электрофильтр е 3. Питание электр«фильтров 3 постс)яипым током высокого напря/кепия осуществляется от работы источника 4, подключенного к сети однофазного тока напряжением 220 В.
Принцип работы трех первых ступеней очистки одинаков с описанным выше очистительным агрегатом по схеме на рис. 4.19. Отличительной особенностью является наличие в очистительном агрегате по схеме на рис. 4.20 четвертой заключительной степени тонкой очистки в фильтре 5： конструктивно выполненном в форме кассет： заполненными полотнами из ткани с угольными волокнами. Активир ованиый уголь и угольные волокна являются высо- коэф ф активными поглотителями различных вредных газов. Испытания показали, что к числу улавливаемых в фильтре 5 вред-
них газов относятся табачный дым, запах пота, окислы серы даже болезнетворные бактерии (например, бактерии гриппа? В сорбционном фильтре 5 улавливаются аэрозольные частицы па ' мером 0,01 мкм, что обеспечивает практически чистый воз^у： Благодаря насыщению воздуха легкими отрицательными ионами
315 V 780 》
КI
Рнс. 4.20. Агрегат тонкой очистки воздуха в помещениях общественных зданий： q) внешний вид; б) конструктивная схема
обеспечивается придание воздуху свежести воздушной атмосферы горных курортов и морского побсрея;ья.
Перемещение воздуха через очистительный агрегат обеспечивается от работы двух радиальных вентиляторов двухстороннего всасывания ”, приводимых во вращение от однофазного малошумного электродвигателя 12 мощностью 60 Вт. Для обеспечения
безопасной работы в агрегате установлены блокирующие выклю- qaiens 7)контролирующие положение открывающейся нижней верпы 8, обеспечивающей доступ для ревизии электрофильтров 3. 脑贝 открывании дверцы 8 выключатели прекращают подачу тока BbicoKor。напряжения к электрофильтрам 3.
Контроль за работой очистительного агрегата о суще ствляется 0T панели 9 через дверцу 10. На панели 9 предусмотрен ручной пускатель и две контрольные лампочки. При включении очисти- тельного агрегата загорается лампочка зеленого цвета. При на- коплении пыли на осадительных пластинах электрофильтров 3 загорается красная лампочка, сигнализирующая о необходимости остановки агрегата и промывки осадительных пластин электрофильтров 3. Фильтр грубой очистки 2 промывается по мере его запыления. что устанавливается опытом эксплуатации в конкретных условиях (обычно раз в месяц). Фильтр сорбционный очистки 5 по мере накопления в нем вредностей восстанавливается путем заполнения кассет новыми полотнами из угольной ткани (обычно через 3 -4 месяца применения).
Показанный на рис. 4.20 очистительный агрегат потребляет в час 180 Вт электроэнергии и обслуживает помещение площадью до 80 м2. Масса агрегата 90 кг.
В настоящее время на рынке имеется большой выбор различного конструктивного и внешнего оформления очистительных аппаратов для различных помещений. Начиная от жилых комнат, для которых разработаны и выпускаются переносные массой 1-2 кг агрегатные фильтры круглой и прямоугольной формы. Для промышленных зданий выпускаются как стационарные (например, монтируемое на стене, как показано на фото рис. 4.19), так и передвижные с гибкими или телескопическими шлангами с заборными устройствами, располагаемыми над местами выделения вредностей. Рекомендуется расширять области применения очистительных агрегатов, позволяющих сократить вентиляционные выбросы в атмосферу и, тем самым, способствовать охране воздушной среды и снижению расхода топливно-энергетических ресурсов на функционирование систем вентиляции и кондициониро- Еания воздуха.
Глава 5
НОВЫЕ МЕТОДЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ ТЕПЛОМ,ХОЛОДОМ И ЭЛЕКТРОЭНЕРГИЕЙ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Традиционно СКВ обеспечиваются теплом и электроэнергией от центральных источников. Системы централизованного теплоснабжения получили больпюс развитие в нашей стране. Длительная эксплуатация протяженных теплосетей выявила их серьезные недостатки:
——значительные (до 50%) потери тепла в трубопроводах с плохой теплоизоляцией и находящихся под воздействием грунтовых вод;
—частые аварии из-за изношенности трубопроводов и прекращение из-за этого отопления зданий на значительной территории городов и поселков;
——высокая стоимость сооружения и эксплуатации сети трубопроводов и связанного с их обслуживанием хозяйства;
——инерционность протя?кенных сетей и перерасходы тепла при суточных изменениях погодных условий.
В отдельных районах страны часты сезонные аварийные ситуации в централизованных сетях электр о снабжения, вызванные снегопадами, обледенением проводов при потеплении и затем резким похолоданием. Рассматриваемые ниже новые методы тепло- и электроснабжения позволяют избежать перечисленных выше недостатков.
5.1. Новые методы тепло- и холодоснабженияв жилых зданиях
При строительстве современных жилых многоэтажных зданий в кухнях квартир устанавливаются электрические плиты. Это потребовало подведения к квартирам силовой электропрсводки мощностью не менее 12 кВт. В дневные часы эта электрическая мош-
тЬ расходуется ?кильцами на приготовление пищи, освещение, 、6。血 электропотребляющих бытовых аппаратов (холодильники, Р мевизорн, утюги, пылесосы, стиральные машины). Вся потре- бллемая в квартире электроэнергия переходит в тепло, которое в адИционпых системах естественной или механической вытя?к- ¥*/ вентиляции выбрасывается нару?ку. Дополнительные тепло- рЬ1деления в квартирах имеют место от потребления горячей воды на мыгье посуды, мытье в душе или ванной, стирку белья. Наши расчеты показывают, что утилизация выбросного тепла из квартир в дневные часы холодного периода года полностью покрывает потребности квартир в теплоте на компенсацию трансмиссионных теплопотерь через ограждающие конструкции и нагрев санитарной нормы приточного наружного воздуха [8]. Наиболее энергегиче- енм эффективной являются двухступенчатая утилизация теплоты вытяжного воздуха, принципиальная схема которой рассмотрена вЫше в описании к рис. 2.9. Проведены натурные испытания
схемы двухступенчатой утилизации в системе отопления, вентиляции и кондиционирования коттеджа площадью 260 м2, построенного при участии автора в Московской области. Эти испытания показали, что энергетический показатель преобразования электрической энергии в тепловую составляет 8 кВт • ч тепла на 1 иВт • ч, электроэнергии, затраченной на работу аппаратов в схеме двухступенчатой утилизации. В Московской области утвержден двухставочный тариф оплаты за потребляемую электроэнергию:
—с 23。。до 700 стоимость 0,11 руб/(кВт • ч);
—в остальное время суток 0,44руб/(кВт • я).
Наибольшие нагрузки на системы (утопления в ?килых зданиях имеют место в нотп<ые часы суток, когда наблюдаются наиболее низкие температуры наружного воздуха, нет солнечной радиации и малы бытовые тепловыделения в жилых помещениях, которое составляют не более 10 Вт/м2, что обязательно учитывается при определении нагрузок на системы отопления [15]. Поэтому основное время работы компрессора в режиме теплового насоса, потребляющего наибольшую долю электроэнергии, расходуемой в двухступенчатой схеме утилизации, приходится на ночные часы холодного периода года при низких температурах наружного воздуха. Стоимость 8 кВт • ч тепла, вырабатываемых от расхода 1кВт・ч электроэнергии, в ночные часы оценивается:
Ст.двк.ут.н =吟=0,014руб/(кВт- ч).
В традиционных системах централизованного теплоснабя^ени стоимость 1 кВт • ч тепла составляет порядка 0,3 руб. Сравнение д0 называет, что новые методы тепло снабжения зданий путем утц： лизации теплоты вытяжного воздуха обеспечивают работу систе； отопления и вентиляции с оплатой энергии дешевле в 0,3/0,014 * =21,5 раза. Стоимость аппаратов двухступенчатой утилизации оказывается ниже стоимости сооружения протяженных присоединительных трубопроводов, оплаты за присоединение к сетям теплоснабжения, уменьшении стоимости сооружения ИТП. В дневные часы холодного периода года при активной жизнедеятельности хозяев квартир бытовые тепловыделения возрастают д0 20-40 Вт/м2. Это обусловливает рост температуры удаляемого вытяжного воздуха и, соответственно, повышение тепловой эффективности работы установки утилизации с насосной циркуляции антифриза (первая ступень утилизации) при остановленном компрессоре (вторая ступень), что обеспечивает повышение энергетического показателя преобразования 1 кВт • ч электроэнергии в 16 кВт • ч тепла. Тогда в дневные часы стоимость утилизируемой теплоты составит:
0 44
Ст.у.д == 0,028 руб/(кВт • ч).
Или теплота, утилизируемая в дневные часы, дешевле теплоты центральных систем отопления в 0,3/Q,028 = 10,7 раза.
Благодаря применению двухступенчатой утилизации теплоты вытяжного воздуха нагрузка на системы отопления и вентиляции в жилых зданиях сокращается на 80%. Оставшиеся 20% потребностей в теплоте энергетически и экономически рационально компенсировать местными системами теплоснаб?кения. В жилых домах с электрическими плитами потребление электроэнергии в ночные часы сокращается на 90% от дневных нагрузок. Ночное снижение потребления электроэнергии из централизованных сетей создает значительные трудности для электр о станций. Необходимо снижать выработку электроэнергии или передавать ее по протяженным сетям в регионы страны, где другие временные пояса. Для снятия ночных провалов электроэнергии в Москве и Московской области под г. Сергиев Посад построена гидравлическая система ночного потребления электроэнергии насосами, перекачивающимй воду из нижнего водоема в верхний. В дневные часы суто个 вода из верхнего водоема служит источником выработки электроэнергии на гидравлических турбинах.
Автором совместно с Ю. А. Сарумовым предложено в ночные провалы электрических нагрузок в жилых домах с электрическими плитами использовать электроэнергию для ночного нагрева воды на дели отопления и горячего водоснаб?кения.
На рис. 5.1 показан типовой этаж в многоэтая;ном жилом зда- нйй? проект которого разработан под руководством Ю. А. Сарумова при участии автора. На техническом этаже дома располагается
2 / 32 / 3ЙЙ©©44164164■7■7网，^~^网，^~^■8■844©©ЙЧЬЙЧЬ®®44②②噸噸4213 44213 44 3 1244 3 12444Рис. 5.1. Типовой этаж многоэтажного жилого дома с расположением на этаже оборудования систем теплоснабжения, отопления, венгиляции и кондиционирования воздухаРис. 5.1. Типовой этаж многоэтажного жилого дома с расположением на этаже оборудования систем теплоснабжения, отопления, венгиляции и кондиционирования воздуха6 ■ Т^6 ■ Т^шшВВ『7 n『7 n貝 кваршркы коридор 68,68 & Й貝 кваршркы коридор 68,68 & Й円一'6円一'611⑦⑦4⑤⑥4⑤⑥
2 / 3
2 / 3
Й
Й
©
©
4
4
164
164
■7
■7
网，^~^
网，^~^
■8
■8
4
4
©
©
ЙЧЬ
ЙЧЬ
®
®
4
4
②
②
噸
噸
4213 4
4213 4
4 3 124
4 3 124
4
4
Рис. 5.1. Типовой этаж многоэтажного жилого дома с расположением на этаже оборудования систем теплоснабжения, отопления, венгиляции и кондиционирования воздуха
Рис. 5.1. Типовой этаж многоэтажного жилого дома с расположением на этаже оборудования систем теплоснабжения, отопления, венгиляции и кондиционирования воздуха
6 ■ Т^
6 ■ Т^
ш
ш
В
В
『7 n
『7 n
貝 кваршркы коридор 68,68 & Й
貝 кваршркы коридор 68,68 & Й
円一
'6
円一
'6
1
1
⑦
⑦
4
⑤⑥
4
⑤⑥
Два приточно-вытяжных агрегата, обеспечивающих круглогодовое приготовление и подачу в жилые помещения санитарной нормы приточного наружного воздуха и вытяжку из квартир отепленного и загазованного воздуха. В приточно-вытяжных агрегатах встроено оборудование для двухступен1 гатой утилизации теплоты вытяжного воздуха, что позволяет нагревать приточный нарулшый
воздух в расчетных условиях холодного периода года с темпеп- туры tn = —26℃ до 力пн = Ю℃. Приготовленный приточньтй воздух по вертикальным шахтам 1 подводится к распределитель ньш устройствам 2 для каждой квартиры. От распределитель' пых устройств 2 по воздуховодам 3, заделанным в заливку 口。^； квартир, приготовленный наружный воздух подводи ген к камера^ первичного воздуха доводчиков эжекционных /, установленные под окнами комнат по схеме, показанной на рис. 2.4. Отспл；* ный и загазованный воздух через вытяжные воздуховоды 5，6. 7 и 8 поступает в вытяжную вертикальную шахту 10, из которой через сборные коллекторы вытяжной воздух поступав г к внтшкному агрегату на техническом этаже здания.
Для снабжения горячей водой теплообменников доводчиков эжекционных / и горячего водоснабжения квартир в помещении бойлерной И монтируются водяные баки с электронагревателями. На каждую квартиру на этаже в бойлерной 11 монтируются свои баки электронагрсва воды. Для создания воздушных тепловых завес по вертикальным шахтам 9 па этаяш подастся подогретый воздух, который через воздуховоды 12 подводится к воздушным завесам.
На рис. 5.2 показана принципиальная схема размещения в помещении бойлерной на эталю оборудования для теплосиаб/кения
Рис. 52 Принципиальная схема автономного горячего водоснабжения квартиры с использованием для нагрева воды в ночное время суток электроэнергии по льготным тарифам двухставочной оплаты
квартиры на примере системтл горячего водоснабжения. Из общего водопроводного вертикального коллектора 39 по отводу 37
иерез счетчик расхода 22 поступает вода холодного водоспабжс- heik на три объекта потребления в квартире. По отводу 38 вода холодного водоснабжения поступает в квартиру по трубопроводам.
j10Hseннмм в полу, от которых по вертих^альным стоякам осущс- ствляется присоединение к местам водоразбора. По трубопроводу после вентиля 3/ холодная вода по следовательно проходит для нагрева электрическими нагревателями в емкостных баках 27 и скоростном водонагревателе J3. В расчетном потреблении жиль
цами горячей воды достаточно запаса нагретой до температуры 力мтбак = 90℃ в баках-аккумуляторах 27. При открытых венти- лЯх 14 и закрытых вентилях 15 от работы насоса 36 горячая вода
забирается из баков 27 и смешивается с холодной водопроводной вОдой, поступающей по обводному трубопроводу 33 к трехходо
вому смесительному автоматическому клапану 18. Температура смешения Х“т = 50 ℃ контролируется датчиком 17. имеющим
импульсную связь с электроприводом трехходового смесительного клапана 18.
Если жильцы допускают перерасход горячей воды, нагретой ночью в баках 27, то в скоростной водонагреватель 13 через баки 27 будет поступать холодная водопроводная вода. Датчик контроля температуры нагретой воды, установленный в баке скоростного водонагревателя и связанный с датчиком 17 контроля Wwr = 50 ℃} подает команду на включение днем электронагревателей в скоростном водонагреватсле 13. Нагретая в скоростном водонагревателе 13 вода будет источником го!)ячего водоспаб?кения квартиры, где жильцы перерасходовали установленную нормую. Жильцам придется за перерасход платить дороже, так как в скоростном водонагревателе используется электроэнергия, которая учитывается по счетчику дневного замера и стоимость этой энергии в четыре раза выше ночного тарифа. По трубопроводу 37, улоя:снному в заливке пола, горячая вода подводится в квартире к местам ее водоразбора.
С помощью вентилей 15 молшо открывать проход по обвод- нтм трубопроводам у баков 27, 13 и насоса 36. Регулировочный вентиль 25 обеспечивает контроль давления в сети горячего водоснабжения. Принципиальная схема подготовки горячей воды для системы отопления квартиры сходна со схемой на рис. 5.2. Отличие заключается в том. что к автоматическому смссительному клапану 18 и к водонагревательным бакам 27 и 13 сделаны от- В°ДЬ1 от обратного трубопровода системы отопления. Датчик 17 контролирует постоянство начальной температуры горячей воды
для системы отопления iwri = 40 ℃ путем смешения обраТНой воды с температурой Моб = 30℃ с нагретой ночью в баках I? и 27 горячей водой с температурой 力wr.6aK = 90 ℃. Подающий й обратный трубопроводы системы отопления проложены в залив^е пола квартиры и имеют вертикальные стояки для присоединения к теплообменникам ДЭ. У тепло обменников ДЭ установлены регулы ровочные вентили для расхода горячей воды по ткелаемой величине температуры воздуха в жилых комнатах.
В дневные часы и переходный период года нагрева воды в баках 73 и 27 на нужды отопления не требуется, так как трансмиссионные теплопотери покрываются бытовыми тепловыделениями, а нагрев наружного воздуха обеспечивается в установке утилизации с насосной циркуляцией антифриза, включенной в конструкцию центральных приточно-вытяжных агрегатов, смонтированных на техническом этаже здания. По нашим расчетам удельные годовые затраты энергии на работу систем отопления и вентиляции составляет порядка 40кВт- ч/(м2 • год).
По нормам МГСН [15] для многоэтажных жилых зданий величина удельного годового расхода тепла не должна превышать 95кВт • ч/(м2 - год). Предлагаемая система автономного теплоснабжения жилых зданий позволяет экономить энергию в следующих % по сравнению с нормами [15]:
95-409595-4095х 100 = 58%.х 100 = 58%.
95-40
95
95-40
95
х 100 = 58%.
х 100 = 58%.
Это указывает на высокую энергетическую эффективность предложенных принципиально новых автономных систем теплоснабжения, отопления и вентиляции жилых зданий.
Наличие в приточно-вытя;кном агрегате холодильной машины позволяет в теплое время года использовать ее в режиме охлаждения приточного наружного воздуха, подаваемого к камерам первичного воздуха ДЭ, установленным в жилых комнатах квартир.
Для достижения экономии энергии на охлаждение необходимо провести анализ особенностей формирования теплового рсяшма в жилых комнатах. Фирма «Даичи» ) располагает оригинальной программой для анализа на компьютере особенностей формирования теплового режима в помещениях. Под руководством
Новые методы тепло- и холодоснабжения в жилых зданиях 211 автора сотрудник фирмы А. Б. Харитонов провел анализ особенно- стеЙ формирования тепловых режимов в комнате, имеющей внут- оеннпе строительные перегородки из бетонных плит толщиной ；40 MM. Наличие мебели и других предметов в комнате не учи- ть1Валось. Анализ выполнен для 6 суток в июне при расчетных температурах наружного воздуха в климате Москвы по параметрам Б [18] при дневной максимальной температуре нару?кного воздуха 力н = 28,5 ℃. В ночные часы температура нарулшого воздуха снижается до 18.1 ℃, что отвечает нормируемой суточной ампли- туде 10,4 ℃ [18]. Трансмиссионные теплопритоки через наруж- нне ограждения достигают максимума в 13 часов. В ночные часы трансмиссионных теплопритоков нет. В дневные часы имеют место теплопритоки от людей и электроприборов.
На рис. 5.3 показаны графики суточных колебаний температур наружного in и внутреннего iB воздуха. Из графиков хорошо просле;кивается нарастание температуры внутреннего воздуха iB за шесть суток, что обусловлено постепенным дневным прогревом и накоплением теплоты в строительных конструкциях квартир. На пятые сутки температура внутреннего воздуха равна 友= 二 28,7℃ в 13 часов и становится выше расчетной температуры наружного воздуха 力口 = 28,5 ℃. На шестые сутки температура внутреннего воздуха достигает наибольшего значения iB = 29,3 ℃. Полученный расчетный характер нарасгания температуры внутреннего воздуха при непрерывном стоянии жарких летних дней хорошо согласуется с натурными наблюдениями в жилых помещениях, где в комнате пет принудительной подачи приточного наружного воздуха или местных установок для охлаждения внутреннего воздуха (например, воздухоохладителей сплит систем). Повышение темпер ату pi>i внутреннего воздуха выше допустимых параметров [18] отрицательно сказывается на самочувствии и здоровье людей, которые даже в ночные часы из-за радиации от нагретых за день внутренних стен, испытывают тепловой дискомфорт. Как говорят на бытовом уровне ——люди изнывают от жары.
Применение организованной приточно-вытял^ной вентиляции позволяет обеспечить охлаждение помещений. Из графика на рис. 5.3 видно, что температура наружного воздуха ниже ее комфортного значения iB = 25 ℃ 18] сохраняется более 68% времени суток. Из этого следует важный вывод, что принудительная по- naua в помещение воздуха с температурой Х” < 25 ℃ позволяет охлаждать ограждающие конструкции, мебель и другие предметы, находящиеся в жилой комнате. Использование естественного хо-
лода наружного воздуха является эффективным и энергетически рациональным средством улучшения микроклимата в жилых по мощениях.
На рис. 5.4 представлены графики суточного изменения теу пер атур наруяшого % и внутреннего iB воздуха за шесть сут/
Рис. 5.3. I рафики изменения за шесть суток температур наружного (tH) и внутреннего (£в) воздуха в помещениях без средств охлаждения и принудительной приточной вентиляции
жарких дней в июне при повышении днем темпер а тур ы наруж- ногч) воздуха до 28,5°C — расчетных параметров Б в климате Москвы [38]. В ночные часы tH снижается до 18,1 ℃, как это регламентируется нормами суточных изменений температуры наруж- ного воздуха [18]. В рассматриваемом жилом помещении трансмиссионные и бытовые тсплопоступления одинаковы с данными по рис. 5.3. В ночные и дневные часы при 力н < 25 ℃ в ?килое помещение подастся наружный воздух, что обеспечивает охлалще- ние помещения естественным холодом и температура внутреннего воздуха 力в сохраняет значения на комфортном уровне. Холодиль- нан машина для подачи холода в местных воздухоохладителях включается только при достижении %в 》25 ℃. Из графиков на рис. 5.4 видно, что время работы холодильной машины изменяется по суткам непрерывного стояния расчетного iH = 28,5 ℃. В первые
суТки наступления жарких дней работы холодильной машины не потребовалась. И только от подачи холодного наружного воздуха и накопления ночного холода в строительных конструкциях удается поддерживать iB = 24,6 ℃, что отвечает тепловому комфорту [18]. Во вторые сутки из-за накопления стенами комнат в дневные часы
Рис. 5.4. Графики изменения за шесть суток температур наружного (iH) и внутреннего (/в) воздуха в помещениях, в которые ночью подавался холодный наружный воздух, а днем автоматически включались воздухоохладители
теплоты время работы холодильной машины составило 28% продолжительно сти времени суток. На третьи сутки время работы холодильной машины возросло до 33% продолжитсльности времени суток. Па шестые сутки стояния жарких дней время работы холодильной машины возросло до 45% продолжительности времени суток.
Результаты расчетов по графикам на рис. 5.4 позволяют сделать следующие выводы:
——для сокращения времени работы холодильных машин в составе СКВ зданий энергетически целесообразно в теплый период года во время состояния iH < 25 ℃ увеличивать производительность приточных агрегатов по подаче в помещения наружного приточного воздуха, что позволяет увеличить отвод тепла от вну-
тренних строительных конструкций, мебели и других предмета в комнатах; в
——конструктивно ночное повышение притока наружного во& духа выполняется путем применения приводных элсктродвигате- лей у приточных и вытяжных вентиляторов на две скорости вра： щения. В расчетных условиях холодного и теплого периодов года энергетически рационально производительность приточных и вы- тяжных вентиляторов поддерживать на минимально-неизбежном уровне, регламентированном саннормами [18]. В теплый период года в условиях 力н < 25 ℃ электродвигатели вентиляторов перево- днтсн на повышение расхода приточного наружного и отепленного вытяжного удаляемого воздуха. В жилых помещениях, где нет установок кондиционирования, уменьшение перегрева комнат может быть достигнуто путем открытия летом окон и установки около них вентиляторов, что позволит интенсифицировать режимы ноч~ ного охлаждения стен, пола и мебели.
5・2・ Новые методы тепло- и холодоснабжения СКВв административных зданиях
В зависимости от предполагаемого ре?кима работы и использования помещений административного здания принимаются рациональные схемы СКВ и их тепло- и холодоснабжения. Если здания используются одной организацией, с одинаковым режимом работы помещений, рациональной может быть местно-центральная СКВ с расположением приточного агрегата, холодильной машины и теплового пункта в подвале и вытяжных установках на техническом этаже. Для зданий, где помещения будут сдаваться в аренду, рационально размещать оборудование центральных приточных агре- гэтов на ка?кдом этаже. Центры тепло снабжения и холодо снабжения могут быть на эта?ках или в подвальном помещении. В последнем случае на этаже должны быть счетчики расхода тепла и холода. Производительность по воздуху приточных и вытяжных установок энергетически рационально в расчетных условиях холодного и теплого периодов года поддерживать на минимальнодопустимом уровне, определяемом саннормами [18]. Необходимо отметить, что в административных зданиях саннорма приточного наружного воздуха в два раза больше, чем в жилых помещениях, и составляет 60м3/(ч • чел). При современных методах повышения термического сопротивления ограждающих конструкций в холодней период года доля трансмиссионных теплопотерь в общей
Новые методы гетто- и холодоснабжения СКВ... 215 '
нагрузке на системы отопления снижается до 10%. Наибольшая составляющая нагрузки на системы отопления и вентиляции при- ходится на подогрев саннормы приточного наруяшого воздуха.
В современных административных зданиях характерно нали- чйе в слу?кебных помещениях большого количества служебного оборудования, потребляющего электроэнергию (персональные компьютеры. ксероксы и др.), которая переходит в тепло. Расчеты по- ^азывают, что постоянные тепловыделения от работы слу?кебного оборудования и людей составляют более 40 Вт/м2. В рабочих рс- жимах функционирования помещений административных зданий внутренние тепловыделения полностью перекрывают трансмиссионные теплопотери. В работе [8] показано, что даже в расчетных условиях холодного периода года в климате Москвы в рабочие часы при подаче в помещения наруяшого приточного воздуха с температурой 力в =力пн = 20℃ нужно отводить тепловыделения. Поэтому выбор энергетически рациональных режимов работы СКВ достигается регулированием тепло- или холодопроизводительности местных установок, монтируемых непосредственно в обслуживаемом помещении. Наличие значительных внутренних тепловыделений определяет интенсивные тепловые потоки под потолок. При традиционных схемах организации воздухообмена сверху-вверх приточный воздух возвращает часть загазованного теплого воздуха из верхней в рабочую зону, что выравнивает температуры воздуха по высоте, ухудшает санитарно-гигиенические качества воздуха в рабочей зоне и снижает температуру вытяжного воздуха.
В современных административных зданиях применение установок утилизации вытяжного воздуха является обязательным элементом систем теплоснабжения и обеспечивает значительное (до 60%) снижение расходов тепла от центральных источников.
Энергетически наиболее 9巾巾ективно применение в помещениях административных зданий доводчш^ов эжекционных ДЭ, устанавливаемых под окнами по схеме, как это показано на рис. 2.4. Для административных помещений в рабочие часы использования комнат в холодный период года под потолком собирается теплый воздух с температурой до 26 ℃. Это повышает энергегическую эффективность использования установок утилизации теплоты вытяжного воздуха. При применении двухступенчатой утилизации Достигается до 90% снижения расхода тепла на цели отопления и вентиляции. Использование ДЭ позволит подавать в помещения нагретый в установке двухступенчатой утилизации централь-
ного кондиционера приточный наружный воздух с температурой 力пн = 8,6 ℃. который слуяшт источником естественного холода для поглощения внутренних тепловыделений.
Для современных административных зданий характерно при- мснение значительного количества служебных аппаратов, интенсивного освещения и других устройств, потребляющих значитзд^ ные мощности электроэнергии. Поэтому удельные тепловыделения в таких помещениях достигают 40-80Вт/м2, чго перекрывает расчетные теплопотсри через нару?кные ограждения [8]. Подача от )13 первичного воздуха с температурой inn = 8}6℃ позволяет полезно использовать тсплоизбытки для его догрева до комфортных температур % = 20—22℃ для холодного периода года [18].
В административных зданиях потребление значительной электрической мощности характерно только для дневного и вечернего периодов. В ночные часы льготных тарифов оплаты подведенная к зданию электрическая мощность ие используется. Наши расчеты [8] показывают, что использование ночного ах^кумуляциоиного нагрева воды на нужды ночного отопления и дневного горячего водоснабжения энергетически и экономически более выгодно, чем использование традиционных методов центр а лизова иного тспло- снабл^ения от ТЭЦ. При использовании административного здания одной организацией рационально применять электроаккумулирую- шее оборудование для ночного накопления тепла для всего здания и располагать это оборудование в техническом подвале. При использовании административного здания для сдачи в аренду по эталем оборудование СКВ и ночного аккумуляционного нагрева воды рационально расположить по этажам. Это позволит выбирать режимы работы местных систем тепло снабжения и СКВ с учетом загруженности этажей арендующими организациями, вести учет расхода энергии по эта?кам.
Затраты на сооружение в административных зданиях автономных систем теплоснаб/кения и СКВ с доводчиками зжекцион- пыми по нашим оценкам составляет нс более 100у.е./м2. Традиционные системы стоят значительно дороже (до 160 у.е./м2). Так например, стоимость строительства многоэта?кного административного здания фирмы «Макдональдс» на ул. Тверской в Москве составила 12 млн у.е. Здание имеет площадь 9000 м2. Удельная стоимость здания составила:
-12000000…/ 2
4= 9000 = 1300 У®/" •
Цо результатом обобщения зарубежных и отечественных про- екгов административных зданий, оснащенных СКВ и имеющих централизовйьшое теплоснабжение, стоимость этих систем соста- вмет 15% от общей стоимости здания. Вычисляем удельную стоимость традиционных систем в административном здании:
Ев 二 0,15 х 1300 = 195 у.е./м2.
Достигаемая экономия в стоимости сооружения оборудования но- Bbix методов тсплоснаб?кения и коидициоиирования но сравнению с традиционными системами составляет:
X 1。。= 49%.
Дополнительным прсимуществом предлагаемых новых автономных систем теплоснабжения и местно-центральных СКВ, функционирующих по энергосберегающей технологии, является сни?кс- ние в три раза стоимости тепла и электроэнергии, потребляемой круглогодично этими системами, по сравнению с традиционными решениями.
Известно, что системы централизованного электро- и тепло- сиабя^сния от ТЭЦ или теплоснабжение от районных котельных, начиная с 50-х годов, получили основное применение в России. За последнее время из-за изношенности оборудования и трубопроводов часто возникают аварийные ситуации и значительные трудности в нормальном электро- и теплоснабжении целых городов и поселков.
При строительстве крупных комплексов в существующих районах городов часто нет свободных мощностей по электроэнергии и теплу, которые требуются для функционирования вновь строящихся объектов. Местное руководство ставит перед застройщиками и инвесторами требования в выделении значительных средств для расширения и реконструкции существующих централизованных источников энергоснабжения. Такие требования заставляют инвесторов вкладывать значительные средства в объекты, которые нс будут их собственностью и не имеют перспектив к окупаемости.
Принципиально другие возможности открываются перед инвесторами при переходе на строительство собственных автономных источников электро-, тепло-, холодоснабжения. Зарубежными фирмами за последние годы созданы и широко применяются автономные газогенераторные установки, вырабатывающие электроэнергию. Системы жидкостного охлаждения двигателя и отходн- Ших дымовых газов позволяют получать тепло в форме горячей
воды с температурой до 110℃ или пар низкого давления. ВкЛа, дывая средства в строительство автономного источника, который становится собственностью инвестора, создается независимость От постоянного повышения стоимости электроэнергии и тепла. На рынке имеется большой выбор автономных газогенераторов мощ- ностью по выработке электроэнергии от 40 кВт (отдельный семейный дом) до 5000 кВт (крупные здания и комплексы). Благодаря использованию теплоты охлаждающей системы двигателя и отходящих дымовых газов одновременно с выработкой электроэнергии обеспечивается получение горячей воды. В зависимости от размеров и эффективности тепло обменника утилизации теплоты выбросных дымовых газов удается на каждый киловатт выработанной электроэнергии получать от 1,1 до. 1,6 кВт тепла.
Раздел написан совместно с безвременно ушедшим из жизни крупнейшим специалистом по системам ВОК Кронфельдом Я.Г.
В холодный период года потребность в тепле на цели работы систем отопления, вентиляции является максимальной в ночные часы, когда потребность в электропотреблении здания снижается • до 10% от расчетных дневных нагрузок. Пропорционально снижению выработки электроэнергии снижается и выработка тепла. Несовпадения максимальных расчетных нагрузок покрываются применением баков-аккумуляторов, где в дневные часы накапливается избыток вырабатываемого тепла от работы электрогенератора.
На отопление зданий наибольшие потребности в тепле имеют место в ночные часы из-за ночного понигкения температуры наружного воздуха, отсутствия солнечной радиации и очень малых внутренних тепловыделений (ночное освещение, мало людей). Поэтому на крупных строительных объектах принимают решения о дополнительной установке пиковых котлов на газовом топливе. В целях повышения надежности и гибкости регулирования производства электроэнергии целесообразно энергетический автономный центр оборудовать не менее, чем из 4-5 газогенераторных агрегатов. Ступенчатым включением и выключением газогенераторных агрегатов осуществляется регулирование потребления электрической энергии в объекте. Потребление тепла объектом принимается с учетом не только работающих электротсплогенера- торов, но и наличия бака-аккумулятора горячей воды или пиковых газовых котлов.
В теплый период года потребность в тепле зданий значительно снижается и на горячее водоснабжение здания расходуется нс более 20% расчетной тепловой производительности автономного ис-
Новые методы тепло- и холоде снабжения СКВ... 219 т0Чника, который можно назвать мини-теплоэлектр о станцией (ТЗС)・ Излишки тепла от работы электр отеплогенер а тор ов в те- ^ЛЬ1Й период года традиционно сбрасываются в атмосферу через вОЗдухоохладители или градирни.
Принципиально другие возможности повышения энергетиче- ских показателей ТЭС появляются при использовании сбросного тепла в теплый период года для выработки холода для систем кондиционир ования воздуха (СКВ) и другие нужды здания. С помощью тепла выработка холода достигается в абсорбционных холодильных машинах. Для применения в комплексе мини-ТЭС наиболее подходят абсорбционные холодильные машины типа ABSC, работающие на теплоносителе ——горячая вода с перепадом температур 110℃/70℃. Компания «TRANE» выпускает 22 типа размера абсорбционных бромисто-литиевых холодильных машин на холодопроизводительность от 390 до 6000 кВт.
Одним из характерных примеров автономного энергоэнономич- ного варианта осуществления автономного электро-, тепло-, холо- доснабжения является построенный под Москвой торговый комплекс «Три кита». Правительство Московской области выделило инвестору строительную площадь у Минского шоссе. В качестве источника энергоснабжения выделено газовое топливо среднего давления, а электрическую и тепловую энергию инвестору нужно было обеспечивать самому. Учитывая, что помещения торгового центра нуждаются в работе СКВ, инвестор принял решение строить комплексный автономный центр выработки от егкигания газа электроэнергии, горячей и холодной воды.
На расстоянии 60 м от здания торгового центра построено специальное здание из двух частей. Внешний вид здания показан на фото рис. 5.5. В одной части этого здания размером 20 х 15 м и высотой 6 м смонтированы четыре газовых генератора электрической мощностью по 1449 кВт и тепловой мощностью 1471 кВт ка?кдый. Во второй части этого здания размером 20 х 15 х 6 (высота) м размещены две абсорбционные холодильные машины типа ABSC-520 холодопроизводительностью 1100 кВт каждая. Огнезащитная стена разделяет обе половины здания, в каждой из которых предусмотрен само стоятельный вход и выход.
На рис. 5.6 представлена принципиальная схема комплексного электро-, тепло-, холодоснаб?кения торгового центра «Три кита». Теплоэлектрогенератор австралийской фирмы «Йенбахср» работает °т сдвигания газового топлива в двигателе 7, поступающего через соответствующую автоматику по трубопроводу 22. Вращение вала
двигателя 1 переподастся на электрогенератор 2. Вырабатываемая электроэнергия через распределительный электрощит 3 поступает
Гис. 5.3. Внешний вид центра автономного электро-, тепло- и холодоснабжсния торгового центра «Три кита»
к потребителю. В газовом двигателе 1 имеется система водяного охлаждения, туда поступает обратная вода от потребителей тепла с температурой 力w.o6 = 70 ℃. В случаях снижения потребления тепла в обслуживаемом объекте температура обратной воды будет выше 70 ℃. а это вызовет автоматическое включение осевого вентилятора у воздушного охладителя 5 двигателя 1. В дымоходе от двигателя 7 установлен противоточный теплообменник 6, где вода нагревается до iwri = 110 ℃. Для выделения вредных газов из дымовых газов служит катализатор 7. Глушение шума по тракту прохода дымовых газов о суще ствляется в глушителе 8. Через трубу 9 очищеные и охлажденные дымовые газы выбрасываются в атмосферу. Для снижения шума от работающего двигателя и генератора на их корпусах устанавливаются шумопоглощающие устройства в форме матов из ультратонкого стекловолокна с на- руяшым покрытием алюминиевой фольгой.
Огнезащитная стена 11 отделяет помещение размещения четырех газогенераторов I от помещения размещения двух абсорбционных машин 12.
Для осуществления теплоснабжения горячей водой от генератора 1 отходят трубопроводы 10. которые проходят через стену 11 и разделяются на отводы 15 к кондесатору абсорбционной холодильной машины J2. Если в абсорбционной машине 12 вырабатывается холод для СКВ здания, вентили на трубопроводах 21
Рис. 5.G. Принципиальная схема автономного источника электро-, тепло-, хо- лодоснабжения: I — газовый двигатель; 2 — электрогенератор; 3 — распределительный электрощит: J — водяное охлаждение двигателя; 5 — воздушное охлаждение двигателя; 6——теплообменник нагрева воды дымовыми газами; 7—— катализатор; 8 — глушитель; 9— дымовая труба; 10— трубопроводы горячей воды; 11 — огнестойкая стена; 12— абсорбционная холодильная машина: 13 — подача горячей воды к концентратору; 7/ ——градирня; 15——сборный бак охлажденной воды в градирне; 16 ——трубопроводы охлаждения водой абсорбера и конденсатора; 17—абсорбер; 18—конденсатор; 19 — испаритель охлаждения воды для СКВ; 20 ——трубопроводы подачи охлажденной воды к аппаратам СКВ; 21 — подача горячей воды к потребителям в обслуживаемом здании; 22 ——подача газа к двигателю
открыты только на малую степень подачи горячей воды на ну?кды горячего водоснаб?кеиия здания.
Для работы абсорбционной машины /纟 через абсорбер 17 и конденсатор 18 насосом из бака 15 подается вода, охлагкденная в вентиляторной градирне 1/. От работы сетевого насоса через испаритель 19 от трубопроводов 20 проходит рабочан вода от СКВ, которая с конечной температуры 力wo6 = 12 °C охлаждается в испарителе 19 до рабочей температуры холодной воды ^wx = 7℃.
В холодный период года вентили на трубопроводах 73 закрываются и все элементы абсорбционной холодильной машины нс работают. Вентили на трубопроводах 21 открываются полностью
и осуществляется теплоснабжение систем отопления, вентиляции и горячего водоснабжения.
Производительность по теплоте пиковых газовых котлов и oxg ждающей способности пиковых воздухоохладителей газогенератор ров выбирается по конкретным условиям их применения. Объем баков аккумуляторов для резервного накопления охлажденной во、 ды для пиковых нагрузок СКВ выбираются по конкретным условиям одновременной работы газогенераторных установок и абсорбционных холодильных машин.
Для рассматриваемого варианта здания торгового центра «Три кита» использован наиболее энергетически и экономически целесообразный вариант применения абсорбционных машин, работающих на сбросном тепле. При использовании сбросного тепла энергетичесний показатель выработки холода в абсорбционных холодильных машинах в четыре раза превосходит традиционные решения использования парокомпрессионных холодильных машин для аппаратов СКВ.
Необходимо привлечение высококвали巾инированной монтажной организации для установки абсорбционных холодильных машин, что производится с выполнением рада специфических требований, обеспечивающих надежность работы элементов этой машины. Такой опыт имеется у отечественной фирмы «Вента» ), смонтировавшей и наладившей работу абсорбционных холодильных машин и оборудование СКВ в торговом комплексе «Три кита».
Благодаря относительно низкой стоимости газового топлива по сравнению со стоимостью тепла и электроэнергии, получаемой предприятиями от централизованных сетей, создание ТЭС быстро окупается. Применение абсорбционных холодильных машин, работающих на сбросном тепле от ТЭС, позволяет получить энергетический показатель выработки холода порядка 7,6 кВт • ч холода/кВт • ч элсктр о энергии. Для парокомпрессионных холодильных машин энергетический показатель выработки холода на центральных холодильных станциях составляет только 2,4 кВт • ч хо- лода/кВт • ч электроэнергии. Сравнение величии энергетической эффективности показывает, что применение абсорбционных холодильных машин, где используется сбросное тепло, позволяет в 7,6/2,4 = 3,2 раза снизить расходы электроэнергии на выработку холода.
Энергосберегающее холодоснабжение СКВв зданиях с периметральной и внутренними зонамис наличием тепловыделяющего оборудования
Во многих современных административно-общественных зда- нмнх применяется большое число служебного оборудования, потребляющего электроэнергию, переходящую в тепло. По планировке здания выделяются периметр а льные и внутренние зоны. Для помещений периметральной зоны СКВ проектируются для круглогодового приготовления приточного воздуха, обеспечивающего поддержание требуемых внутренних параметров воздуха независимо от интенсивности воздействия внешних (температура наружного воздуха, интенсивность солнечной радиации на ограждающие конструкции здания) и внутренних (число работающих людей и служебного оборудования) условий.
В помещениях внутренней зоны нет влияния внешних условий, так как отсутствуют наружные ограждающие конструкции. Обычно во внутренних помещениях располагают служебное оборудование, потребляющее значительные мощности электроэнергии круглосуточно. Такими помещениями являются узлы автоматической связи, компьютерные центры кругло суточного приема информации и др. СКВ для внутренних помещений должны круглый год отводить теплоизбыгки, обусловленные выделением тепла от потребляемой служебным оборудованием электроэнергии и отсутствием трансмиссионных теплопотерь через наружные ограждения. Во внутренних помещениях, как правило, обслуживающий персонал находится кратковременно и подача приточного наружного воздуха определяется только задачами удаления запахов и газовых выделений от работающего служебного оборудования. Расходы приточного наружного воздуха значительно меньше расходов для периметральных помещений, где персонал работает постоянно и имеет место большое число посетителей (например, служебные помещения банка).
Условия круглогодового формирования теплового режима в периметральных и внутренних помещениях определяют режимы работы СКВ. Для обеих зон энергетически рационально применение местно-центральных СКВ. Центральные кондиционеры и вытяжные агрегаты целесообразно ограничить по производительности по воздуху условиями подачи санитарных норм приточного воздуха и Удалением вытяжными установками расчетных влаго- и газовых выделений.
Местные агрегаты в периметральной зоне здания летом вц~ полняют задачи отведения тепловыделений, а зимой — компенсацию теплопотерь через наружные огра/кдения. Во внутренне它 зоне местные агрегаты круглый год обеспечивают отведение т& плоизбытков, что требует круглогодично подачи к ним источника холода.
В теплый период года выработка холода аппаратов местно、 центральной СКВ о суще ствляется от работы холодильных машин, в испарителе которых циркулирующая от работы насосов вода охла- ждается до температуры ^wx = 8℃. В расчетном режиме потребления СКВ холода отепленная вода с температурой 12℃ возвращается на охлаждение в испарителях холодильных машин. Поглощение влаговыделений возлагается на осушенный и охла- ?кдснный приточный иару?кный воздух, а в воздухоохладителях местных агрегатов осуществляется охлаждение внутреннего воздуха при постоянном влаго с одержании.
На рис. 5.7 представлена принципиальная схема воздухоохлаж- дения местно-центральной СКВ помещений здания банка. Проект СКВ разработан под руководством И. Н. Смирновой ТПО «Резерв», Москва, тел. (095) 209-76-58.
Для охлаждения волы использована холодильная машина типа EUWL 200 КХ производства фирмы «Дайкин», которую в России представляет «Даичи» (Москва, (095) 73-73-732). Холодильная машина EUWL 200 КХ имеет расчетную холодопроизводитсльность 514 кВт • ч, состоит из двух винтовых компрессоров 1 и потребляет 163,3 кВт • ч электроэнергии. Экологически безопасный хладон R134A конденсируется в трубах воздушного конденсатора 2, установленного на крыше. Длн обеспечения конденсации холодильного агрегата через оребрение трубок конденсатора 纟 от работы десяти осевых вентиляторов, потребляющих Мн.кон = 9,4кВт • ч электроэнергии, подастся наружный воздух 厶口. Жидкий холодильный агент через терморсгулирующий вентиль (ТРВ) 4 в виде иароя?ид- костиой смеси поступает в трубки испарителей 3. По контролю температуры охла?кденной воды Zwx = 8 ℃ автомагически изменяется холодопроизводительность холодильной машины от 100 до 20%.
Охлаждение в испарителях 3 происходит от работы насосов группы Н], состоящей из трех насосов типа LP100-125/121 фирмы «Грундфос», производительностью по воде 55 м3/ч, напоре 14,5 м. установочной мощности приводного электродвигателя АГНас.1 二 =4 кВт • ч. В расчетном ре?киме работают два насоса, а один •
резервный. Подача охлая^денной воды от испарителей 3 осущест-влаетсп от работы насосов группы 比，состоящей из двух насосов
/5
乂 г: С:
X ::：с:
解
95
屈」闻
/3^у^-
5^1~
Kf [х
■X X X ТXXX
Рис. 5.7. Принципиальная схема
4
к2
Кровля V
也
У
>13
/3<
1/7 6
I/
холодоснабжения местно-центральной СКВ в
заагши банка: контур циркуляции холодной воды 8℃/12°С; -^<-^<-контур циркуляции хладона R 134 А; -А—А — контур цщжуляции антифриза. 1 — компрессор； 2 — конденсатор в потоке наружного воздуха 工“；3 — испаритель; 4 — ТРВ; 5 — сборный бак охлажденной воды iwx = 8 °C; 6 — подающий н обратный трубопроводы для снабжения центральных кондиционеров периметральной зоны; 7——подающий и обратный трубопроводы для воздухоохладите- лей местных вентиляторных агрегатов в периметральной зоне; 8 ~ подающий н обратный трубопроводы для воздухоохладителей центральных кондиционеров и местных вентиляторных агрегатов внутренней зоны: 9 — сборный бак отсп- леннои воды £wo6 = 12 ℃; 10— пластинчатый теплообменник вода- антифриз;
—трехходовой автоматический клапан: 12 — охладитель антифриза в по- ；оке наружного воздуха £“х； 13 — ручной запорный клапан; " — запорный 『алан с элехггроприводом; 15 — датчик контроля температуры охлажденной оды^vx ==： 8 °C; 16 — датчик контроля температуры охлажденного антифриза у】=5 С; Hi, Н2, Н3 — три группы насосов; Эь Э2, Э3, Э4 — запорные ^лапаны с электрическим приводом
фирмы «Грундфос» производительностью 110м3/ч, напоре 17M установочной мощности приводного электродвигателя Л^,^ 2 =7,5 кВт ♦ ч. Один насос рабочий, а второй — запасной. Рабочий насос имеет электронное управление частотой вращения по конт、 ролю постоянного давления в трубопроводах.
Для предохранения от гидравлических ударов и обеспечения устойчивой циркуляции воды служат баки 5 и 9 емкостью 1,5 м3 каждый. Снабжение холодной водой аппаратов СКВ осуществляется по трем контурам циркуляции: подающий и обратный трубопроводы 6 для снабжения воздухоохладителей периметральной зоны здания: подающий и обратный трубопроводы 7 для снабжения воздухоохладителей местных агрегатов периметральной зоны； подающей и обратной трубопроводы 8 для обслуживания воздухоохладителей центральных и местных агрегатов внутренней зоны.
В расчетных условиях теплого периода года энергетический показатель выработки холода для СКВ составит:
Nkom + Мвен.кон + %нас.2 + ^нас.1 * 2 514_ 514 —
=163,3 + 9,4 + 4,02 = 188,2 二
=2.73 кВт холода/кВт электроэнергии.
При понижении температуры наружного воздуха снижается потребность СКВ в холоде, что обеспечивается автоматическим регулированием холодопроизводительности от 100 до 20%, регулированием производительности насосов группы Н] и Н?. Расчетная потребность в холоде СКВ внутренней зоны составляет Qx.bh.二 =280 кВт. При низких температурах нару?кного воздуха получение холода для СКВ внутренней зоны обеспечиваются в ре?киме «свободного охлаждения» ——использованием холода наружного воздуха Ьнх- Для реализации режима свободного охлаждения служит вентиляторный охладитель /2, смонтированный на крыше здания. В проекте СКВ банка применен охладитель типа SHLN 536 Е с наличием восьми осевых вентиляторов для продува через оребренную поверхность трубок холодного наружного воздуха £Нх- Осе" вые вентиляторы потребляют Мен.ох = 14,6 кВт • ч электроэнергии.
В качестве охлаждающей среды между охладителем 12 и пластинчатым теплообменником 10 <уг работы насоса группы Нз типа
LP 100-125/137 с установочной мощностью приводного электродвигателя “ас = 7,5 кВт циркулирует антифриз. Один насос группы Нз рабочий, второй ——резервный.
Теплотехническая эффективность охладителя /2 по охлаждению антифриза в трубках наружным воздухом оценивается показателем
(5・1)(5・1)8_ 力аф2 —力а@)1
(5・1)
(5・1)
%Ф %аф2 - %
В проекте СКВ банка принята температура отепленного в пластинчатом теплообменнике 10 антифриза /аф2 = 10 ℃, а температура охлажденного в охладителе 12 наружным воздухом с температурой Епх антифриза %аф1 = 5 °C. Показатель теплотехнической зфАктивности в расчетном режиме производительности восьми осевых вентиляторов для охладителя SHLN по расчетам по программе фирмы «Даичи» составляет ^аф =0,45. Из преобразованного выражения (5.1) мо?кем определить температуру наружного воздуха, при которой достигается залоткенный в проекте раним охлаждения антифриза:
±н = ^аф2 —±н = ^аф2 —力а中 2 — ±аф1 _ 10 — 5力а中 2 — ±аф1 _ 10 — 510 - 0,4510 - 0,45=-1}1℃.=-1}1℃.
±н = ^аф2 —
±н = ^аф2 —
力а中 2 — ±аф1 _ 10 — 5
力а中 2 — ±аф1 _ 10 — 5
10 - 0,45
10 - 0,45
=-1}1℃.
=-1}1℃.
В системе автоматизации работы СКВ имеется датчик контроля температуры наружного воздуха £н・ При достижении 力н < —1,1 ℃ датчик через мих^ропроцессорный регулятор подает команду на изменения режимов холодоснабжения СКВ. Охлаждение воды в холодильных машинах прекращается, что достигается остановкой электродвигателей компрессоров 1 и осевых вентиляторов конденсатора 2. Изменения контуров циркуляции воды достигается автоматическим закрытием клапанов Э1 и Э4, а клапан Э2 открывается. Насос группы * имеет автоматическое регулирование частоты вращения приводного электродвигателя рабочего колеса и в режиме «свободного« холодоснабжения его производительность по воде равна
О _ Qx.bh х 3600_280 х 3600з
= 1000(Zwctp - fwx) х Cw = 1000(12 - 8) x 4;2 =記 ”
По каталогу фирмы «Грудфос» при снижении производительности насоса LP100-121/137 до 60м3/ч при постоянном напоре 17M
потребление электроэнергии приводным двигателем автоматиче> ски снижается до 5 кВт • ч. Циркуляция антифриза обеспечиваете^ от работы насоса группы Н3. При снижении температуры на、 ружного воздуха ниже —1,1℃ энергетически целесообразно снижать теплотехничсскую эффективность охладительного теплообменника 12. Для этой цели на выходящем из теплообменника 12 трубопроводе установлен датчик 16 контролен температуры охла： жденного антифриза %中 1 = 5 士 1 ℃. Датчик 16 связан с магнитными пускателями МП электродвигателей восьми осевых вентиляторов. При сни?кении iH при постоянной теплотехнической эффективности 0^ будет сни?каться температура охлажденного антифриза 力аф1 < 5 °C. Датчик 16 воспринимает это снижение и подаст команду на последовательную остановку по два вентилятора у охладителя 12. Снижение расхода холодного наружного воздуха Енх иерез охладитель 72 вызовет снижение его теплотехнической эффективности, т. е. уменьшение величины показателя ^^ф. Так например, расчетная температура наружного воздуха в холодный период года по параметрам Б для климата Москвы &ix = —26 ℃. Для получения температуры охлажденного антифриза 力аф1 = о℃ теплотехническая эффективность охладителя 12 по формуле (5.1) должны быть
仇а<Ь ~ь&中仇а<Ь ~ь&中10-510 + 2610-510 + 26=0,139.=0,139.
仇а<Ь ~ь&中
仇а<Ь ~ь&中
10-5
10 + 26
10-5
10 + 26
=0,139.
=0,139.
Требуемая текущая низкая теплотехническая эффективность охладительного теплообменника 12 мо?кет быть обеспечена при работе меньшего числа осевых вентиляторов. На привод одного осевого вентилятора у охладителя 丿纟 затрачивается электроэнергия: 14.6/8 = 1,825 кВт • ч. При работе охладительного теплообменника 12 при /нх = —26℃ потребление электроэнергии двумя осевыми вентиляторами снижается в
14,61,825 х 214,61,825 х 2=4 раза.=4 раза.
14,6
1,825 х 2
14,6
1,825 х 2
=4 раза.
=4 раза.
Это показывает, что с понижением температуры наружного воздуха возрастает энергическая эффективность режимов свободного охла?кдения.
Для обеспечения постоянства температуры охлажденной до температуры twx = 8℃ в теплообменнике 10 циркуляционной воды служит датчик /5： имеющий импульсивную связь с электрическим приводом трехходого клапана 11. При снижении £*，х < 8°С
пасть охла/Еденного антифриза с температурой 力аф1 = 5°С будет проходить по перемычке в трехходовой клапан 11 минуя теплообменник 10. Это обеспечивает количественное регулирование те- ппотехничсской эффективности теплообменника 10 для получения постоянства температуры охла;кденной воды iwx = 8 ℃.
В расчетных условиях использования и<1ружного воздуха LHX при &I — —1,1 ℃ получение холода в ре?киме свободного охлаждения обеспечивается при энергетическом показателе
Nbh.bx + Nnac.3 + %нас.1 + Niac.2
280280 _ кВт хол
14,6 + 7,5 + 4 + 531,1 кВт эл
По сравнению с режимом холодоснабгкения СКВ от работы холодильной машины энергетический показатель выработки холода при свободном охлаждении возрастает в
农hх〃х.м农hх〃х.м99
农hх〃х.м
农hх〃х.м
9
9
13 климате Москвы стояние температур нару?кного воздуха от — 1,1 ℃ и ниже продолжается ЗОЗЗч/год [8]. Помещения внутренней зоны ну?кдаются в холоде круглый год, что составляет время работы СКВ 8760 ч/год. Следовательно, применение режима свободного охлаждения позволяет 35% времени года обеспечить работу СКВ внутренних помещений банка с расходом электроэнергии на выработку холода в три и более раза меньше по сравнению с режимами работы холодильных машин. Принципиально возмо7KHо путем выбора охладителя 12 и пластинчатого теплообменника с большой теплотехнической эффективностью увеличить время в году применения режима свободного охлаждения вместо работы холодильных машин.
Теплоту помещений внутренней зоны здания энергетически рационально использовать для нагрева приточного наружного воздуха в центральных кондиционер а х ме стно-цснтр альной СКВ. Такое энергетически эффективное решение применил Я. Г. Крон- фельд в проектах гостиниц высшего класса, соору?кенных в Москве в 90-х годах. Опыт эксплуатации таких СКВ в климате России по- казал их значительные энергетические преимущества.
Глава 6
ПРИМЕНЕНИЯ СОВРЕМЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙНАСОСОВ В СИСТЕМАХ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
В СКВ насосы являются ответственным элементом систем тепло- и холодоснабжения аппаратов для изменения параметров воздуха. От надежной работы насосов зависит стабильная и надежная работа СКВ. В России и других странах мира широкое применение получили насосы фирмы «Грундфос» данные о конструкциях которых и особенностях их применения излагается ниже.
Снижение расхода электроэнергиипри применении насосов с регулированиемчастоты вращения ротора электродвигателя
Для работы насосов в составе СКВ и систем тепло- и холоде снабжения характерны два основных ракима: при постоянном расходе жидкости; при переменном расходе жидкости.
При постоянном расходе жидкости рекомендуется применение насосов с постоянной частотой вращения ротора приводного электродвигателя рабочего колеса насосов. На графике рис. 6.1 кривая 1 отвечает рабочей характеристике определенного конструктивного исполнения насоса и отражает зависимость производительности насоса по перекачиваемой жидкости Q, м3/ч и создаваемом напоре Н, мвод.ст. Рабочая характеристика 7 отвечает режиму работы насоса при постоянной частоте вращения рабочего колеса п = const. Кривая линия 2 отвечает гидравлической характеристике сети при максимальном КПД насоса 〃нас = max.
По результатам расчета гидравлического сопротивления сети Hw при перемещении по ней расчетного расхода воды Qw находят рабочую точку 3 в месте пересечения прямых Qw и Hw с кривой 1 рабочей характсристики насоса. Точка 3 находится в месте пересечения рабочих характеристик насоса (кривая 7) и расчетной рабочей характеристики гидравлической сети (кривая 2). По за-
Снижение расхо耳а алектрознергии при применении насосов...231 данным значениям Qw и Hw выбирает такую конструкцию насоса, при которой рабочая характеристика сети (кривая 0) совпадает с
Рис. 6.1. Рабочая характеристика насоса (кривая 7) и рабочая характеристика сети (кривая 2) для расчетного режима перекачивания расхода воды Qw и потери давления в сети Hw при максимальном КПД насоса и постоянной частоте вращения ротора электр одвигател я насоса. Штриховыми линиями показаны условия изменения характеристик насоса при ручном переключении на снижение частоты вращения ротора электродвигателя привода рабочего колеса насосаРис. 6.1. Рабочая характеристика насоса (кривая 7) и рабочая характеристика сети (кривая 2) для расчетного режима перекачивания расхода воды Qw и потери давления в сети Hw при максимальном КПД насоса и постоянной частоте вращения ротора электр одвигател я насоса. Штриховыми линиями показаны условия изменения характеристик насоса при ручном переключении на снижение частоты вращения ротора электродвигателя привода рабочего колеса насоса
Рис. 6.1. Рабочая характеристика насоса (кривая 7) и рабочая характеристика сети (кривая 2) для расчетного режима перекачивания расхода воды Qw и потери давления в сети Hw при максимальном КПД насоса и постоянной частоте вращения ротора электр одвигател я насоса. Штриховыми линиями показаны условия изменения характеристик насоса при ручном переключении на снижение частоты вращения ротора электродвигателя привода рабочего колеса насоса
Рис. 6.1. Рабочая характеристика насоса (кривая 7) и рабочая характеристика сети (кривая 2) для расчетного режима перекачивания расхода воды Qw и потери давления в сети Hw при максимальном КПД насоса и постоянной частоте вращения ротора электр одвигател я насоса. Штриховыми линиями показаны условия изменения характеристик насоса при ручном переключении на снижение частоты вращения ротора электродвигателя привода рабочего колеса насоса
кривой максимального КПД насоса. Как известно, потребление электроэнергии при работе насоса вычисляется по формуле
Мнас =Мнас =Qw X H、v3600 Т/нас^/зл.двQw X H、v3600 Т/нас^/зл.двкВт • Ч.кВт • Ч.(6.1)(6.1)
Мнас =
Мнас =
Qw X H、v3600 Т/нас^/зл.дв
Qw X H、v3600 Т/нас^/зл.дв
кВт • Ч.
кВт • Ч.
(6.1)
(6.1)
Здесь Qw ——расход воды в гидравлической сети, м3/ч; Н* —— потери давления в гидр а вличе ской сети, кПа; 97цас ——КПД насоса; т/эл.дв 一 КПД электродвигателя.
Из формулы (6.1) следует, что чем выше КПД насоса и электродвигателя, тем меньше затрачивается электроэнергии на перекачку расхода воды Qw при потере в сети Hw.
Фирма «Грундфос» для постоянных расходов воды Qw в системах отопления, вентиляции и СКВ создала и производит миллионы штук в год насосов типа UPS, которые монтируются на трубопроводах без фундаментов. Для ручного регулирования производительности систем по жидкости конструкция насосов UPS
имеет ручное переключение на три частоты вращения. На рис. 6 ] характеристики насоса при двух сни?кениых частотах вращения ротора элентродвигателя показаны штриховыми линиями. В поквартирных системах отопления и индивидуальных домах хозяева при умеренных низких температурах наружного воздуха весной и осенью могут для экономии электроэнергии снижать производительность Qwi и напор 丑wi насоса путем переключения ручки на клеммной коробке, имеющей три положения: цифра 1 отвечает наименьшей частоте вращения； цифра 2 средней величине; цифра 3 наибольшей расчетной частоте вращения.
По требованиям СНиП [18] двухтрубные системы отопления имеют у нагрева тельных приборов терморегуляторы, снижающие расход горячей воды при повышении температуры воздуха в помещении. Сокращение расхода горячей воды через нагревательный прибор достигается автоматическим дросселированием проходного сечения клапана терморегулятора [8]. Это приводит к сокращению расхода горячей воды в системе отопления и росту давления в сети трубопроводов. На рис. 6.1 режим дросселирования и изменения характеристики гидравлической сети трубопроводов показан штрихпунктирными линиями. При измененной характеристике сети снижается КПД насоса и, несмотря на снижение расхода горячей воды в отопительной системе, не происходит сния^ение потребляемой насосом электроэнергии. Вторым недостатком применения в системах отопления насосов с постоянной частотой вращения ротора является нарушение гидравлического ре?кима функционирования отопительных приборов в тех помещениях. где нет тепловыделений и не требуется регулирования теплоотдачи отопительных приборов. Нарушение гидравлического реяшма происходит из-за роста давления в сети с Hw до Н\ (см. рис. 6.1) при сокращении расхода воды Q；. в сети из-за срабатывания термор сгулятор ов в помещениях квартиры, где имеют место возрастания тсплопритоков (например, появление солнечной радиации на окна). Для сохранения постоянства давления воды перед отопительными приборами традиционно применяют на стояках регуляторы постоянства давления. Это удоро?кает систему отопления и не приводит к снижению расхода электроэнергии насосом при сокращении расхода воды в сети.
Для обеспечения сокращения расхода электроэнергии и под- дер?кания постоянства давления в сети фирмой «Грундфос» разработаны и массово производятся насосы типа UPE с электронным рсгулированием ^астоттл вращения ротора электродвигателя
по контролю перепада давлений в нагнетательном и всасывающем патрубках насосов. Датчики измерения перепада давлений и электронные регуляторы встроены в конструкцию насосов UPE. Внешний вид этого типа насосов имеет увеличенные размеры клеммной коробки для присоединения электропитания. ^Ъепиченпе клеммной коробки объясняется встроенным в нее микропроцессором регулятора частоты вращения ротора электродвигателя. Настройка насосов UPE на требуемое постоянное давление Hw или пропорциональные изменения давления в сети производится вручную с помощью клавиш, расположенных на клеммной коробке. Для дистанционной настройки и контроля режимов работы насосов UPE фирмой «Грундфос» выпускается переносной прибор R100.
Па рис. 6.2 показаны рабочие характеристики насоса UPE при автоматическом поддержании постоянства напора в гидравличс-
Рис. 6.2. Рабочие характеристики насоса при регулируемой автоматически частоте вращения n = var и автоматическом поддержании постоянного напора (линии “)или пропорциональном измерении напора (линии 5) в гидравлической сети системы
ской сети СКВ (линия /) или пропорциональном изменении (линии 5) напора в зависимости от изменения контр олирусмого параметра. например температуры наружного воздуха.
Из графика на рис. 6.2 видно, что при автоматическом регулировании развиваемого насосом напора отсутствует потеря энср-
гии на дросселирование давления в сети, как это имеет место в ре?киме работы насоса по графикам на рис. 6.1. По данным специалистов фирмы «Грундфос» применение насосов UPE в гидрав_ лических сетях с переменным расходом воды позволяет сократить до 60% затраты электроэнергии на их круглогодовую работу по сравнению с режимами работы насосов при постоянной частоте вращения. Эти данные подтвер?кдены длительными натурными наблюдениями, проведенными в Германии в различных гидравлических системах. Весьма характерно, что в Германии в 1995 г. вышло законодательное предписание об обязательном применении насосов с электронным регулированием в сетях с переменным расходом воды.
Фирма «Грундфос» продолжает работы по созданию новых конструкций насосов, в которых достигается снижение потребляемой электроэнергии благодаря снижению гидравлических потерь в конструкции насоса и повышении КПД электродвигателей. Одной из последних разрабогок фирмы «Грундфос» является выпуск на рынок насосов типа MAGNA и ALPHA UPE и UPED серии 2000. Отличительной способностью этих насосов является установка на корпусе электр одвигат ел я магнитного сектора, что снижает энергетические потери при вращении ротора. Эти насосы обеспечивают напор до 12 м и производительность по жидкости до 90м3/ч.
Внешний вид этих насосов приведен в рекламном прилоя^ении к статье [11].
Экономия энергии, повышение надежности работыи эффективности регулирования воздухо-нагревателей
В СНиП [18] на с. 17-18 в п. 4.73 записано: «Для защиты от замерзания воды в трубках воздухонагревателей следует:
скорость движения воды в трубках обосновывать расчетом или принимать нс менее 0,12м/с при расчетной температуре наружного воздуха по параметрам Б и при 0℃;
установку смесительных насосов у воздухонагревателей предусматривать при техническом обосновании».
Эта запись в нормативном документе носит двойственный характер и поэтому рассмотрим ее положения подробно.
На рис. 6.3 представлена расчетная зависимость коэффициента теплопередачи К в воздухонагревателе при изменении скорости горячей воды со средней температурой 70℃ в трубках [7]. Скорость воздуха со стороны оребренной поверхности воздухонагре-
Зкономия знергшг, повышение нааеяшостп работы… 235 вателя не изменяется, что характеризуется постоянством коэффициента наружной теплоотдачи qh = 30Вт/(м2 • град). Из графика
Рис. 6.3. Характер зависимости коэффициента теплопередачи в воздухонагревателях от скорости горячей воды в трубках
отчетливо видно, что наиболее высокие коэффициенты теплопередачи К достигаются при режимах турбулентного течения воды в трубках воздухонагревателя. Граница начала турбулентного течения отвечает скорости горячей воды в трубках порядка 0,13м/с, что практически совпадает с рскомендациями СНиП [18], приведенными выше. В режиме переходного течения воды в трубках в диапазоне изменения ее скоростей от 0,13 м/с до 0.075 м/с имеет место резкое снижение величин коэффициента теплопередачи К в два раза. В режиме ламинарного течения воды в трубках при ее скоростях от 0,075 м/с и ниже отмечаются наиболее низкие величины коэффициентов теплопередачи. Поэтому для обеспечения высокой теплотехнической эффективности необходимо получение высоких коэффициентов теплопередачи, что достигается в режимах турбулентного течения воды в трубках.
Для сокращения гидр а в личе ского сопротивления проходу воды рационально ограничить расчетную скорость воды границей начала турбулентного ее течения в трубках, что в реяшмах нагрева воздуха отвечает значениям скорости 0,12 -0,13 м/с. Регулирование температуры воздуха 九=const при переменных температурах наружного воздуха 力 н принципиально может о суще ствлять ся методом количественного и качественного изменения режимов нагрева воздуха. В режимах количественного регулирования, при
236 Гл. 6. Применения современных конструкций насосов в СКВ необходимости снижения тепловой производительности воздухо- нагрева геля Q^ при росте температуры наружного воздуха /н. урав. нение теплого баланса имеет вид
Qt = £ц X Рп X Ср X (力п —力н) = G、vr * Cw(£wrl —力wr2)・ (6.2) При ко личе ственном регулировании тепловой производительности воздухонагревателя через него изменяется расход горячей воды Gwr. Этот метод регулирования нашел наибольшее применение в традиционных СКВ и приводит к энергетическим потерям. Выбор расчетного режима нагрева воздуха при параметрах Б в холодный период года о суще ствлястся при скорости воды в трубках 0,12м/с, как это правильно оговорено в п. 4.73 [18]. Количественное регулирование тепловой производительности путем сокращения расхода воды Gwr при росте 応 приводит к резкому сокращению коэффициента теплопередачи К в зоне переходного режима течения (см. график на рис. 6.3).
Уравнение тепловой производительности воздухонагревателя поверхностью нагрева F имеет вид
(б.З)(б.З)Q^Kx方色匸址二空m叱вт.
(б.З)
(б.З)
2,3 х 1g "к 二勺
力 wr2 — %н
Резкое снижение коэффициента теплопередачи К приведет к резкому снижению теп лотехниче ской эффективности воздухонагревателя и. соответственно, увеличению времени регулирования, что обусловит перерасход тепла.
Вторым недостатком метода количественного регулирования является опасность сни?кения температуры воды до 0 ℃ в некоторых трубках воздухонагревателя, где из-за малого расхода горячей воды нет ее циркуляции. Снижение температуры воды даже в одной трубке до 0℃ при проходе через воздухонагреватель на- руя;ного воздуха с отрицательной температурой приведет к замерзанию воды в этой трубке и ее разрыву. Традиционные методы предохранения от замерзания воды в трубах, как показывает опыт эксплуатации систем, не обеспечивают надежной и безопасной работы воздухонагревателей в СКВ.
Наиболее надежным и энергетически эффективным является метод кат1ествснного регулирования с помощью смесительного насоса, как это показано на рис. 6.4. В воздухонагревателе 1 нагревается приточный воздух Ln, температура нагрева которого tn
Экономия энергии, повышение надежности работы... 237
_— :
постоянно контролируется датчиком 2, имеющим импульсивную связь с автоматическим клапаном 3, обычно смонтированным на обратном трубопроводе. По обратным，и подающим 6 трубопро-
Рис. 6.4. Принципиальная схема качественного регулирования воздухонагревателя с применением смесительного циркуляционного насоса UPS
водам циркулирует переменный расход горячей воды Gw「i с температурой 力wri от центрального источника теплоснабжения. Для циркуляции переменного расхода горячей воды Gwri от центрального источника энергетически целесообразно применять насос с электронным регулированием, например, типа UPE.
Качественное регулирование тепловой производительности воздухонаг р евателя / достигается благодаря наличию перемычки 5 и
238 Гл. 6. Примененш! современных конструк“и•近 насосов в СКВ работе смесительного насоса 7 типа UPS при постоянном расходе горячей воды Gwr, проходящей по трубкам воздухонагревателя 丄 Для недопущения прохода горячей воды G^ri от источника горячего водоснабгкения по перемычке 5 в обратный трубопровод《 служит обратный клапан 8. Для выравнивания гидравличесного сопротивления перемычки 5 при проведении наладочных работ используется ручной вентиль 9.
При повышении температуры наружного воздуха 图 для сохранения постоянной температуры притока %п датчик 2 через импульсивную связь подает команду на автоматический клапан 3 для сокращения расхода горячей воды G^ri от центрального источника. К всасывающей стороне смесительного насоса 7 через перемычку 5 будет поступать больше воды с низкой температурой tw2 нз обратного трубопровода /. Это обусловит снижение температуры горячей воды iwri, подаваемой насосом 7 в трубки воздухонагревателе 1. Из уравнения (6.3) следует, что сохранение высокого расчетного значения коэффициента теплопередачи К обеспечит быстрое изменение тепловой производительности воз- духонагреватсля / при снижении температуры горячей воды iwrl. Это не приведет к перерасходу тепла в режиме регулирования по сравнению с традиционным методом количественного регулирования.
Благодаря сохранению постоянного расхода горячей воды Gwr и расчетной скорости турбулентного режима течения воды в трубках воздухонагрсвателя 1 не могут создаваться условия прекращения циркуляции воды через отдельные трубки. Это принципиально отличает метод качественного регулирования от широко применяемых методов количественного регулирования воздухонагревателей.
Показаншме выше энергетические и эксплуатационные преимущества метода качественного регулирования возду хона гр ева телей позволяют сделать вывод о целесообразности применения смеси- тел1>ных насосов в СКВ. Считаем целесообразным изменить запись в СНиП в п. 4.736. на с. 18 [18] и рекомендовать этот метод регулирования к широкому применению в воздухонагревателях.
На объектах с повышенными требованиями к надежности работы СКВ в качестве смесительных насосов применяются сдвоенные насосы, например типа UPSD [11]. На рис. 6.5 показана фотография конструкции одинарных UPS и сдвоенных насосов типа UPSD серии 200. Корпус I из серого чугуна GG 20 или бронзы, имеет нагнетательный 2 и всасывающий 3 патрубкн. На фото
на рис. 6.5 показано фланцевое присоединение патрубков 2 и 3 к фланцам соответственно нагнетательного и всасывающего трубопроводов. На насосах малой производительности с диаметром патрубков 2 и 3 в 25 и 32 MM присоединение к нагнетательному
Рис. 6.5. Фотографии конструкции одинарных UPS серии 200 а) конструкция одинарного насоса UPS; б) конструкция сдвоенного насоса UPSD. Z — корпус из серого чугуна GG20 и бронзы; 2——нагнетательный патрубок; 5——всасывающий патрубок; 4 ——электродвигатель; 5 ——фланец электродвигателя; 6 — клемная коробка; 7— ручка изменения частоты вращения в трех возможных положениях и всасывающему трубопроводам о суще ствляется на резьбовом соединении. В монтажном положении патрубки 2 н 3 располагаются на трубопроводах вертикально, а приводной электродвигатель / должен быть строго горизонтальным. Электродвигатель / имеет вал, на котором крепится рабочее колесо насоса. С помощью фланцев 5 электродвигатель / вместе с рабочим колесом крепится к корпусу 1 насоса. В сдвоенной конструкции насоса типа UPSD (рис. 6.50 при неисправности одного из двух рабочих колес или Электр одвигате л ей / неисправный узел насоса путем освобождения фланцевого крепления 5 вынимается и на это место ставится заглушка. Выемна неисправного узла и установка заглушки не занимает более 20 мин. После этого запускается второй резервный из сдвоенных насосов, что обеспечивает высокую наде?кность работы воздухонагревателя в составе СКВ.
На рис. 6.5 хорошо видны клеммные коробки 6 для присоединения проводов электропитания насосов. У сдвоенного насоса о суще стел яется самостоятельная подводка электрических прово-
240 Гл. б. Применения современных конструкций насосов в СКВ _
дов. что делает независимым включение их элсктродвигателей На клеммной коробке 6 располагается ручка 7 для ручного изменения ре?кимов работы насоса при трех частотах вращения вала электродвигателя.
В случаях необходимости увеличения расхода горячей воды через воздухонагреватель оба электродвигателя / в сдвоенных насосах могут включаться для параллельной подачи воды в общий нагнетательный трубопровод.
Для насосов фирмы «Грундфос» характерна их работа с высоким КПД, что достигается высоким качеством изготовления корпуса и рабочего колеса. Это сокращает гидравлические потери в насосе и увеличивает его КПД.
Экономия энергии и повышениеэффективности регулирования воздухоохладителей
На рис. 6.6 представлена расчетная зависимость [7] коэффициента теплопередачи К в режимах охлаждения приточного на-
Рис. 6.6. Расчетная зависимость коэффициента теплопередачи К в режимах охлаждения приточного воздуха при постоянном влагосодержании, при постоянной скорости воздуха и изменяющихся скоростях воды в трубках воздухоохладителя
ружного воздуха Ецн при постоянном влагосодер?каиии, в котором справедливо следующее уравнение теплового баланса:
Qox = Ецн 义.пн 义 Ср 义(%н — %ох) = Gwl 义 Cw(%w2 — ^wi)*(6・4)
При снижении температуры наруяшого воздуха от расчетного значения для поддержания постоянства температуры охла?кденного воздуха 力ох необходимо либо сократить расход холодной воды Gwi через воздухоохладитель, либо увеличить температуру холодной воды £wi, поступающей в трубки воздухоохладителя. Регулирование охладительной способности воздухоохладителя Qox путем изменения расхода холодной воды называют количественным регулированием. При этом методе регулирования изменяется скорость воды в трубках воздухоохладителя.
На графике рис. 6.6 хорошо видны три области изменения коэффициента теплопередачи К в зависимости от скорости воды в трубах при ее средней температуре 12 ℃. При скоростях холодной воды от 0,6 м/с и выше коэффициент теплопередачи достигает наиболее высоких величин. Эта область характеризуется режимами развитого турбулентного течения холодной воды в трубках. Для сокращения гидравлических сопротивлений воздухеох.падителя энергетически рационально расчетш>1е величины скоростей холодной воды принимать в пределах 0；6- 0,8 м/с.
При сокращении расчетного расхода холодной воды G、、” турбулентный режим сменяется переходным режимом при скоростях холодной воды от 0,6 до 0,1 м/с. В этой области изменения скоростей холодной воды огмсчастся резкое снижение коэффициента теплопередачи. Уравнение теплового баланса в воздухоохладителе дополним выражением
Qox = К х F 义Qox = К х F 义Вт.Вт.2,3 х 1g'ox —力 wxl2,3 х 1g'ox —力 wxl(6.5)(6.5)
Qox = К х F 义
Qox = К х F 义
Вт.
Вт.
2,3 х 1g
'ox —力 wxl
2,3 х 1g
'ox —力 wxl
(6.5)
(6.5)
Из выра?кепия (6.5) следует, что при снижении в два раза коэффициента теплопередачи К в переходном режиме течения холодной воды по трубкам возду хо ох.па дител я резко понизится теплотехническая эффективность и, соответственно, удлиняется время сокращения расхода холода.
Принципиально другие возможности реализуются при применении метода качественного регулирования снижения расчетной холодопроизводительности путем изменения начальной температуры холодной воды %wxi> поступающей в трубки воздухоохладителя. На рис. 6.7 представлена принципиальная схема реализации метода качественного регулирования режимов охлаждения минимального расхода приточного наружного воздуха £пн(мин)в
воздухоохладителе 7. На охлаждение поступает приточный наружный воздух с переменной температурой /н. Для сокращения расхода энергии приточный наружный воздух предварительно может быть охлажден в первой ступени методом косвенного испарительного охлаждения до температуры охлаждения fKM. В работах [7,8] подробно рассмотрены энергетические преимущества
丄 пн(мнн)4 НЛН 4丄 пн(мнн)4 НЛН 4Рис. 6.7. Принципиальная схема метода качественного регулирования воздухоохладителя с помощью смесительного насоса типа UPS или UPSDРис. 6.7. Принципиальная схема метода качественного регулирования воздухоохладителя с помощью смесительного насоса типа UPS или UPSD
丄 пн(мнн)
4 НЛН 4
丄 пн(мнн)
4 НЛН 4
Рис. 6.7. Принципиальная схема метода качественного регулирования воздухоохладителя с помощью смесительного насоса типа UPS или UPSD
Рис. 6.7. Принципиальная схема метода качественного регулирования воздухоохладителя с помощью смесительного насоса типа UPS или UPSD
метода косвенного испарительного охлаждения, который в климате России энергетически рационально использовать в качестве первой ступени охла?кдения приточного наружного воздуха £Пн в приточном агрегате СКВ. Контроль за температурой охлажденного воздуха 土 ох.пн о суще ствляется датчиком * имеющим импульсивную связь с исполнительным механизмом трехходового автоматического клапана 5 и магнитного пускателя смесительного насоса 6. По трубопроводу 2 от центрального холодильного центра поступает холодная вода Gwx. В рея?имах качественного регулирования расход холодной воды Gwx значительно изменяется и поэтому для циркуляции воды от холодильного центра энергетически рационально применять насос с электронным регулированием частоты вращения приводного электродвигателя (индекс Е в наименовании насосов фирмы «Грундфос»). Применение насоса с электронным регулированием позволяет понизить годовой расход электроэнергии на его работу в составе СКВ до 64%. Отепленная вода после воздухоохладителя 1 с температурой ZWx2 возвращается
для охлаждения в центральном источнике приготовления холодной воды.
Регулирование охладительной способности воздухоохладителя 1 осуществляется следующим образом. При снижении температуры наружного воздуха /н для сохранения постоянства температуры охлажденного воздуха /ох датчик / через импульсивную связь подает команду на прикрытие в трехходовом автоматическом клапане 5 сечения для поступления из трубопровода 2 холодной воды с температурой 力“，х и открытии сечения в клапане 5 для поступления по перемычке 7 отепленной обратной воды с более высокой температурой Лух2・ Это приведет и возрастанию температуры охлаждающей воды Zwxl, подаваемой насосом 6 в трубки воздухоохладителя 7. Из уравнения (6.5) следует, что при сохранении высоких расчетных значений коэффициентов теплопередачи К сни- ?кение холодопроизводительности Qox воздухоохладителя 1 будет происходить благодаря повышению начальной температуры 土wxi, что, соответственно, обеспечивает и снижение расхода холода от центра его выработки.
Для объектов с повышенными требованиями к надежной работе СКВ в качестве смесительных насосов 6 у воздухоохладителей 丿 применяются сдвоенные насосы типа UPSD [11].
Применение насосов в установках утилизациис промежуточным теплоносителем-антифризом
Применяемые в установках утилизации водные растворы антифризов имеют повышенную вязкость по сравнению с водой. Поэтому гидравлическое сопротивление сети в установке утилизации будет больше по сравнению с перемещением по этой сети расхода воды Qw одинакового с расходом антифриза Qa<»・ Вязкость водного раствора антифриза зависит о г его температуры и концентрации. На рис. 6.8 представлена графическая зависимость физических показателей водного раствора антифриза ——пропилен гликоля в зависимости от его концентрации и температуры.
В установках утилизации в составе СКВ температура антифриза принимается не ниже 力аф2 = —4℃. В процессе эксплуатации СКВ возмо?кно поступление холодного наружного воздуха через неплотности в приемных воздушных клапанах. Поэтому температуру замерзания антифриза рекомендуется принимать не выше —20 ℃. По графику на рис. 6.8а находим, что требуется концентрация раствора 38%.
244 Гл. 6. Применение современных конструкций насосов в СКВ
6.4. Применение насосов в установках утилтзаитт...
245
В расчетном режиме работы установки утилизации при температуре антифриза —4°С и концентрации 38% по графикам на рис. 6.8 получим следующие значения физических показателей
0 —Вероятность замерзания
• —Точка кипения
© — Вероягносгь замерзания
6
Рис. 6.8. Физические показатели водного раствора антифриза в зависимости от его концентрации и температуры: а) кинематическая вязкость; б) массовая плотность. На графиках показан стрелками пример нахождения физических показателей для водного раствора концентрацией 57% и температурой —20℃ водного раствора пропилен гликоля: кинсматичсскан вязкость 15мм2/с; массовая плотность 1050кг/м3.
В справочной литературе для расчета гидравлического сопротивления сети все показатели удельных и местных сопротивлений даются для воды. Поэтому первоначально гидравлическое сопротивление в сети установки утилизации вычисляется для условий перемещения насосом воды с температурой 4 ℃. Расход воды Qw принимается равным расчетному расходу антифриза Qa力.
По результатам расчета находится требуемый напор насоса при перемещении по сети воды Н мвод.ст. По графикам на рис. 6.9 находятся повышающие коэффициенты на возрастание требуемого напора при перемещении насосом антифриза вместо воды, который обозначается &「Требуемый напор насоса для перемещения
Рис. 6.9. Графики для нахождения поправочных коэффициентов возрастания требуемого давления насоса Кн и мощности приводного электр одвига теля насоса Kn при перекачке по гидра в лической системе антифриза по сравнению с перекачкой воды одинакового расхода Qw = Qa力.Стрелками на графике показан пример для техиологического холодоснабжения антифризом концентрации 57% и температуры -20 ℃. Расход воды в первоначальных расчетах Qw = 60м /ч и требуемый напор насоса 30 м вод.ст
по расчетной гидравлической сети расчетного расхода антифриза вычисляется по формуле
Наф = Hw х К"н, м.(6.6)
Перемещение насосом вместо воды антифриза потребует большей мощности приводного электродвигателя, что оценивается повышающим коэффициентом Kn • Тогда требуемая мощность элек-
тричесного привода насоса для перемещения по сети антифриза расходом Саф, м3/ч вычисляется по формуле
(6・7)(6・7)9_ ^аф * ^аф X раф X Kn 口
(6・7)
(6・7)
^унас.аф =—~~кВт • ч.
〃нас 义刀зл X 100 X 3600
Современные решения по использованию насосовв системах тепло снабжения зданий
Централизованные сети теплоснабжения зданий от ТЭЦ или групповых котельных остаются основным методом обеспечения теплотой горячей воды систем отопления, вентиляции и СКВ в зданиях различного назначения. Для повышения гибкости регулирования потребления теплоты от центрального источника в зданиях монтируется индивидуальные тепловые пункты (ИТП). Они обычно располагаются в подвалах зданий в местах ввода трубопроводов от теплосетей. По современным требованиям энергосберел^е- ния на вводах теплосетей устанавливается счетчик для измерения расхода зданием тепла.
На рис. 6.10 показано, что на подающем трубопроводе 11 от ТЭЦ и обратном трубопроводе /2 возврата обратной воды ТЭЦ установлены счетчики расхода горячей воды, входящие в комплекс учета 10 расхода зданием тепла. Установка двух счетчиков измерения расходов горячей воды на трубопроводах сети централизованного теплоснаб?ксния делается по «Правилам») [17]. Если потребитель устанавливает счетчик расхода только на одном трубопроводе поступления горячей воды в здания, то снабжающая организация имеет право включать в стоимость тепла и долю потерь горячей воды в протяженных наружных трубопроводах. Поэтому экономически целесообразно устанавливать требуемые по «Правилам» счетчики [17], что освободит потребителей от оплаты потерь в наружных сетях теплоснабжения, которые в настоящее время из-за изношенности труб значительны.
Комплекс учета расхода тепла 10 кроме двух счетчиков расходов горячей воды включает два термометра сопротивления и ми-
кропроцессорное устройство записи и расчета расхода тепла, кото
^wrl — 2^vq6 XCw —^—^wrl — 2^vq6 XCw —^—х pwх pwкВт • ч.кВт • ч.(6.8)(6.8)рое запрограммировано на расчетное уравнение
^wrl — 2^vq6 XCw —^—
^wrl — 2^vq6 XCw —^—
х pw
х pw
кВт • ч.
кВт • ч.
(6.8)
(6.8)
Сохранение постоянства перепада давлений в трубопроводах центр авизованного теплоснабжения обеспечивается регулятором 1. Нагрев воды для системы отопления здания осуществляется в пластинчатом теплообменнике 2. На трубопроводе выхода обратной воды из пластинчатого тепло обменника 2 установлен регулирую-
Рис. 6.10. Индивидуальный тепловой пункт (ИТП) с подключением к насосной циркуляции в системах отопления и горячего водоснабжения зданияРис. 6.10. Индивидуальный тепловой пункт (ИТП) с подключением к насосной циркуляции в системах отопления и горячего водоснабжения здания66
Рис. 6.10. Индивидуальный тепловой пункт (ИТП) с подключением к насосной циркуляции в системах отопления и горячего водоснабжения здания
Рис. 6.10. Индивидуальный тепловой пункт (ИТП) с подключением к насосной циркуляции в системах отопления и горячего водоснабжения здания
6
6
щий автоматический клапан 3, контр о лирующий обратную температуру воды, поступающую в обратный трубопровод 12. Температура обратной воды Т^у.об изменяется по графику теплоснабжения от ТЭЦ в зависимости от изменения температуры наружного воздуха 力％ В ИТП здания температуру наружного воздуха контролирует датчик 79, связанный с регулятором 7& к которому присоединены датчики замера температуры воды в обратном трубопроводе 12 к ТЭЦ и подающем трубопроводе двухтрубной системы отопления здания. У нагревательных приборов в отапливаемых помещениях здания установлены индивидуальные термо-
248 Гл. 6. Применения современных конструкций насосов в СКВ регуляторы 6. Работа терморегуляторов 6 приводит к изменению расходов горячей воды в системе отопления. Для сохранения постоянства давления воды в стояках систем отопления фирмы поставщики приборов автоматики рекомендуют устанавливать на стояках регулирующие клапаны постоянства давления, что значительно удоро?кает систему отопления.
В схеме на рис. 6.10 сохранение постоянства давления в сети трубопроводов системы отопления достигается применением насоса 7 фирмы «Грундф о с» типа UPE с электронным регулированием частоты вращения ротора электр одвигателя в зависимо с ги от замеряемых перепадов давлений на выходе и входе воды в насос. Это позволяет обеспечить гидравлическую устойчивость системы отопления без применения дорогостоящих клапанов поддержания постоянства давления воды в стояках. Стоимость автоматических клапанов подцер/каиия постоянства давления перекрывает разницу в цене на насосы типа UPS и UPE. Главным преимуществом применения насосов 7 типа UPE в системах отопления является спиуксние годовых расходов электроэнергии на круглогодовую работу до 60%.
Для наполнения систем отопления химически подготовленной водой с отбором из системы теплоснабжения слулшт сдвоенный насос 76, управляемый от герметичного бака /7 контроля уровня воды. Система горячего водоснабжения снабжается водопроводной водой через подающий трубопровод 13 от централизованной сети водоснаб/кения здания. Потребление водопроводной воды зданием фиксируется по счетчику //, после которого водопроводная вода поступает в здания по трубопроводу 20 для холодного водоснабжения, а по трубопроводу 21 для нагрева в первой ступени / в пластинчатом теплообменнике, присоединенном к трубопроводу 12 обратной воды после теплообменника нагрева воды для системы отопления здания. Если нагрева водопроводной воды для системы горячего водоснабжения в теплообменнике / первой ступени недостаточно. что контролируется датчиком 22. то подается команда на открытие автоматического клапана 23. Это обеспечивает пропуск горячей воды из подающего трубопровода 11 сеги тепло снабжения через тепло обменник 5 — вторая ступень нагрева воды для горячего водоснабжения до 土wrs = 60 ℃. Циркуляция воды в системе горячего водоснабжения здания обеспечивается от работы насоса 8. Водоразбор потребителей горячей воды в здании неравномерен по времени суток и дням недели. В рабочие дни наибольшее потребление горячей воды характерно для утренних и вечерних часов.
В дни отдыха в жилых домах расход воды горячего водоснабжения возрастает. Для выравнивания расхода горячей воды служит бак-аккумулятор Р. Переменность расхода воды горячего водоснаб- я^сния делает энергетически целесообразным в качестве циркуляционного насоса 8 применять насос с электронным управлением частоты вращения. Это позволит значительно (до 60%) сократить расходы элентроэнергии на работу насоса 8 в ночные и дневные часы, когда значительно снижается пользование жильцами горячим водоснабжением.
На основе опыта эксплуатации тепловых сетей в Москве [14] установлено, что поврсждасмость тепловых сетей от внутренней коррозии составляет около 30% от общего числа неисправностей. Наиболее общими причинами разрушенной в сетях теплоснаб/ке- ния, нагревательных установках и других гидр а в личе ских системах являются наличие в циркуляционных сетях воздуха и грязи. Одновременно эти причины обусловливают трудности при обслу- яшвании сетей и установок теплоснаб?кения.
Традиционно для удаления воздуха из сетей и установок тепло- снаб?кения применяются автоматические воздухоудаляющие клапаны, либо воздухосборники со сбросным вентилем, устанавливаемые в наиболее высоких гонках систем. Несмотря на наличие воздухоудаляющих устройств, проблемы наличия воздуха в системах сохраняются и способствуют интснсификации коррозии трубопроводов и тепло обменных установок, нарушают гидравлическую устойчивость колец циркуляции воды.
Для устранения грязи из сети циркуляции воды традиционно применяются водяные фильтры, которые при накоплении удержанной грязи резко повышают гидравлическое сопротивление, что снижает производительность гидравлических систем. Для очистки фильтра без остановки работы гидравлической сети прибегают к монта?ку параллельных фильтров с наличием отключающих вентилей. Применение двойного оборудования удорожает систему. При очистке отключенного от гидравлической сети фильтра производят выемку фильтрующего слоя и устранение задержанной грязи. Это услоячияет эксплуатационное обслуживание систем.
Еез наличия в гидр а в л иче ской сети стабилизатора давления создаются условия неустойчивой работы циркуляционных сетевых насосов, что вызывает повышенные расходы энергии на работу насосов, возникновению шумов и возможные разрушения из-за гидравлических ударов.
Решение перечисленных проблем достигается путем применения в гидравличесиих сетях многоцелевого предохранителя, созданного фирмой «Мейбес».
На рис. 6.11 показана конструктивная схема и принцип работы многоцелевого предохранителя фирмы «Мейбес». Из потока воды, поступающей в многоцелевой предохранитель, воздух и газы, растворенные в воде, извлекаются и собираются в верхней части аппарата. Вода имеет способность абсорбировать и растворять воздух, содержащий до 23% по массе кислорода. Растворенный в воде кислород является причиной протекания разрушающих процессов, ведущих к коррозии и появлению новых газов, которые соединяются с воздухом и проникают в систему. Поэгому даже в гидравлических системах, оборудованных автоматическими устройствами для постоянного отвода воздуха и газов, они всегда со временем возобновляются.
В многоцелевом предохранителе «Мейбес» применен новый принцип выведения из воды воздуха. Поступающий в аппарат поток горячей воды встречается с перегораживающей пластиной (с), что создает двойной эффект, направленный на формирование в воде укрупненных пузырей воздуха, которые покидают поток воды и собираются выше расширительной камеры (d). Далее поток воды изменяет направление двиткенин и снижает скорость воды до 0,1 м/с. Давление в потоке снижается, что приводит к его расширению и к созданию благоприятных условий для выхода пузырей растворенных газов из воды. Прежде всего большие пузыри воздуха покидают аппарат через воздушный автоматический клапан (К), установленный на вентиле (д), имеющем насадку для надевания промывочного шланга поступления водопроводной воды под напором.
Для предотвращения турбулизации потока и улавливания мелких пузырей воздуха водяной поток при малых скоростях проходит по параллельным вертикальным каналам отделительной насадки (Л). В верхней части аппарата пузыри воздуха укрупняются и отводятся через автоматический клапан (К). После отделителя (Л) поток горячей воды поворачивает на 90° и поступает в магистр альный трубопровод, присоединенный к фланцу (а). Сечение трубопровода значительно меньше свободного сечения отделителя (А), что обусловит повышение динамического давления потока. Это способствует абсорбции горячей водой газов, не собранных в расширительной камере (d).
Известно, что при нагреве воды в котле и транспортировании ее по трубопроводам постоянно образуются воздушные пузыри и
Автоматический воздушный клапан (К)Автоматический воздушный клапан (К)Расширитсльная камера (d)Расширитсльная камера (d)Сепарирующие панели (у)Сепарирующие панели (у)Грязевая камера (е)Грязевая камера (е)Вентиляционный канал (/)Вентиляционный канал (/)Порисгая насадка (6)Порисгая насадка (6)Оригинальный МА Магнитный сепаратор по заказуОригинальный МА Магнитный сепаратор по заказуПромывочный вен гиль с насадкой цля шланга (g)Промывочный вен гиль с насадкой цля шланга (g)Циркуляция потока теплоносителя (о)Циркуляция потока теплоносителя (о)Поток из котлаПоток из котлаРис. 6.11- Принципиальная конструктивная и функциональная схема многоцелевого пр едох р анитсля фирмы <(Мейбес»Рис. 6.11- Принципиальная конструктивная и функциональная схема многоцелевого пр едох р анитсля фирмы <(Мейбес»Обратный поток к котлу (м)Обратный поток к котлу (м)Циркуляция обра гного потока теплоносителя (т)Циркуляция обра гного потока теплоносителя (т)Перегораживающая пластина (с)Перегораживающая пластина (с)Вентиляционный канал (/)Вентиляционный канал (/)追追Муфта для темпсратурно! о датчика
Автоматический воздушный клапан (К)
Автоматический воздушный клапан (К)
Расширитсльная камера (d)
Расширитсльная камера (d)
Сепарирующие панели (у)
Сепарирующие панели (у)
Грязевая камера (е)
Грязевая камера (е)
Вентиляционный канал (/)
Вентиляционный канал (/)
Порисгая насадка (6)
Порисгая насадка (6)
Оригинальный МА Магнитный сепаратор по заказу
Оригинальный МА Магнитный сепаратор по заказу
Промывочный вен гиль с насадкой цля шланга (g)
Промывочный вен гиль с насадкой цля шланга (g)
Циркуляция потока теплоносителя (о)
Циркуляция потока теплоносителя (о)
Поток из котла
Поток из котла
Рис. 6.11- Принципиальная конструктивная и функциональная схема многоцелевого пр едох р анитсля фирмы <(Мейбес»
Рис. 6.11- Принципиальная конструктивная и функциональная схема многоцелевого пр едох р анитсля фирмы <(Мейбес»
Обратный поток к котлу (м)
Обратный поток к котлу (м)
Циркуляция обра гного потока теплоносителя (т)
Циркуляция обра гного потока теплоносителя (т)
Перегораживающая пластина (с)
Перегораживающая пластина (с)
Вентиляционный канал (/)
Вентиляционный канал (/)
追
追
Отделитель (/?)
Спускной вентиль с насадкой для шланга (/)
газы, которые попадают в гидр а в личе скую систему и часто служат причиной повышенного износа и даже разрушения котлов, трубо-
252 Гл. 6. Црлмененшг современных конструкций насосов в СКВ проводов и насосов. Поэтому традиционно в системах теплоснабжения применяется множество воздухоотводчиков. Использование многоцелевого предохранителя «Мейбес» позволяет отказаться от применения на сети множества воздухоотводчиков и принципиально улучшить процесс выделения из воды воздуха и удаления его из гидравлической системы.
Обратные трубопроводы присоединяются к аппарату «Мейбес» через фланцы (т). При входе в многоцелевой предохранитель резко снижается скорость потока обратной воды. По обе стороны разделительной насадки (Ь) с S-образными каналами создастся малый перепад давлений. Это обеспечивает прохождение через аппарат подающих и обратных потоков воды без их перемешивания. Применение разделительной насадки (6) пористой структуры позволяет дополнительно выделять из обратного потока воды воздушные пузыри, которые по вентиляционным каналам (Z) поступают в верхнюю часть аппарата в расширительную камеру (d), откуда через автоматический клапан (К) отводятся в атмосферу. Многоцелевой предохранитель «Мейбсс» *о;кет быть без пористой насадки (модификация OW). Вместо пористой насадки в этой модификации применяются две сварные сплошные перегородки, мак- ду которыми образуется слой воздушной изоляции между подающим и обратным теплоносителя.
Взвешенные частицы и грязь из потока воды собираются и удаляются из нижней части аппарата. На входе в аппарат обратного потока происходит резкое снижение скорости воды, что обусловливает выпадение взвешенных частиц и грязи в нижней грязевой камере (е) аппарата. По специальному заказу многоцелевой предохранитель мо?кет поставляться с магнитными сепараторами (типа МА), которые будут постоянно удерживать на поверхности сепарирующих панелей (у) частицы р?кавчины и другие возможные магнитноулавливаемые частицы из потока воды. Удержанные магнитоулавливаемые частицы и грязь периодически смываются под напором водопроводной воды, подводимой из шланга, надеваемого на насадки (d). При проведении промывки аппарата второй шланг надевается на насадку спускного вентиля (/). При открытых промывочном (d) и спускном (/) вентилях под напором водопроводной воды собранные в грязевой камере (е) и на сепарирующих панелях (у) частицы удаляются в канализацию. Таким образом, не требуется извлечения фильтровального материала и включения дублирующей группы фильтров, кан это происходит в традиционных системах. Упрощение эксплуатационного обслужи-
вания способствует повышению надежности соответствующих узлов гидравлических систем. Фирма «Мейбес» выпускает многоцелевые предохранители в широком диапазоне производительности как это представлснно ниже в таблице.
Монтажная сюйкаМонтажная сюйка
Монтажная сюйка
Монтажная сюйка
Технические показатели многоцелевого предохранителя «Мейбес» (Нагревательные системы с температурой до 130℃)
Тип
Кол-во ДчИДНОСТИ, м'3/q
Производительности. кВт/q
Присоединение
a
b
С
d
h
n заказа
МН40
б
135
DN40
220
382
225
700-1100
1000-1400
66364.40
МН50
6
135
DN50
220
382
225
700-1100
1000 1400
66364.50
МН65
8
180
DN65
220
382
225
700-1100
1000-1400
66364.65
МН80
12
280
DN40
220
382
225
700-1100
1000-1400
66364.80
МН100
20
450
DX100
300
500
340
900-1300
1250-1650
66364.100
МН 125
30
700
DN125
300
500
340
900-1300
1250-1650
66364.125
МН150
6
500
DN150
420
660
450
1050-1450
1500-1900
66364.150
МН200
100
2300
DN200
420
660
450
1050-1450
1500-1900
66364.200
Все размеры в мм. /ХТ = 20 К. Все типы с фланцами и изоляций. Имеется MG многоцелевые предохранители для резьбового присоединения на диаметры 1", 2" и 1,5" с магнитным сепаратором и с наличием или без гидравлического стабилизатора. После стандартного наименования записываются следующие обозначения: OW — без гидравлического стабилизатора (для конденсационных котлов): МА — с магнитным сепаратором (4 части); МА OW — с магнитным сепаратором (4 части), но без гидравлического стабилизатора.
Применение многоцелевых предохранителей по схеме на рис. 6.11 позволяет обеспечить стабилизацию потоков горячей воды для колец ее циркуляции в системе отопления и воздухонагревателей в приточных агрегатах. Предотвращается возникновение в подающих и обратных контурах циркуляции обособленных течений. Воздух и газы из системы постоянно удаляются и поэтому снимаются проблемы нарушения циркуляции.
Рис. 6.12. Фотография узла зонального насосного снабжения здания с применс- ноем многоцелевого предохранителя фирмы «Мейбес»: 1 — многоцелевой предохранитель; 2——подающий коллектор горячей воды; 3— обратный коллектор возврата воды к центру ее нагрева: / ——зональный насосный узел подачи и воз- врата горячей воды без наружной теплоизоляции; 5 ——зональный насосный узел подачи и возврата горячей воды с установкой на оборудовании узла сегментной тепловой изоляции
Для повышения качества монтажных работ на ИТП и ЦТП фирма «Мейбес» разработала и поставляет модульные устройства
для распределения горячей воды. На рис. 6.12 показана фотография модульного устройства узла зонального насосного снабжения потребителей горячей воды в здании. К многоцелевому предохранителю 7 присоединяются подающий 2 и обратный 3 коллекторы зонального насосного снабжения потребителей горячей воды в здании. Кольца насосной циркуляции 4 показаны без покрытия сегментами тепловой изоляции. Кольца насосной циркуляции 5 показаны с наличием сегментов тепловой изоляции, что способствует снижению тепловых потерь в сетях теплоснабжения. На фото рис. 6.12 показано наличие сегментной тепловой изоляции на подающем 2 и обратном 3 коллекторах.
Первое и последнее кольца насосной циркуляции имеют перемычки между подающим и обратным стояками контуров насосной циркуляции. Это показывает, что в этих контурах насосной циркуляции применено качественное регулирование температуры горячей воды, подаваемой насосами к потребителям.
Фирма «Мейб с с» поставляет модульные системы распределения на производительность по горячей воде до 100 м3/ч с модулями циркуляционных насосов с присоединительными патрубками от 25 до 65 мм. Поставка предварительно собранных модульных устройств позволяет обеспечить быстрое и качественное проведение монтажных работ. Создает удобства для обслуживания и повышения надежности работы циркуляционных насосных систем.
Модульная конструкция водораспрсдсления позволяет применить в здании энергетически рациональное количество и протяженность сетей теплоснабжения потребителей с оптимизацией гидравлического сопротивления сетей.
Современные решения по использованию насосовв системах холодо снабжения зданий
В местно-центральных СКВ приготовление холодной воды, как правило, осуществляется на единой холодильной станции. Обычно из испарителя холодильной машины выходит охлажденная вода с температурой twx = 7℃. С помощью такой холодной воды в воздухоохладителе центрального кондиционера можно осуществить требуемый режим охлаждения и осушения приточного воздуха. Воздухоохладитель центрального кондиционера автоматически регулируется на поддергкание требуемой температуры охлая^денного воздуха с помощью смесительного насоса, как это показано на схеме рис. 6.6.
Для местных агрегатов, устанавливаемых в самих обслуживаемых помещениях, энергетически рациональным является релшм охлаждения внутреннего воздуха при постоянном влагосодер?ка- нии. Осуществление такого режима охлаждения возможно при условии подачи в трубки воздухоохладителей местных агрегатов холодной воды Zw] с температурой не более, чем на два градуса ни?ке температуры точки росы внутреннего воздуха ZBp：
力wi =力вр — 2, С. (6.8)
Для получения требуемой температуры холодной воды Zw] может быть использована схема насосного холодоснабжения местных воздухоохладителей, представленная на рис. 6.13. Воздухоохладители 1 местных агрегатов имеют на подающем трубопроводе 2
Рис. 6.13. Схема холодоснабжения местных воздухоохладителей в помещениях: 7 — воздухоохладитель в местном вентиляторном или эжекциопном агрегате; 2 — трубопровод подачи к воздухоохладителям холодной воды с темпсрату- рой 七wi； 3 ——трубопровод возврата отепленной воды с температурой £w.o6； 4 —— датчик контроля iwi; 5 ——трехходовой смесительный автоматический клапан; 6 циркуляционный насос серии UPE фирмы «Грундфос»: 7—датчик контроля температуры воздуха в помещении 力в； 8 ——терморегулятор расхода холодной воли через воздухоохладитель; 9 — трубопровод подачи охлажденной воды iwx от холодильной станции; 10——перемычка подачи отепленной воды iw.O6
холодной воды автоматический регулятор 8, исполнительный механизм которого управляется от датчика 7, контролируюпхего температуру воздуха в помещении fB. Отепленная вода после воздухоохладителей 1 с температурой 加总6 по трубопроводу 3 поступает на холодильную станцию. От холодильной станции холодная вода с температурой 力wx = 7℃ поступает по трубопроводу 9 к трехходовому смеситсльному клапану 5, который через перемычку 10 соединен с обратным тру б опр оводом 3. Выход из трехходового клапана 5 соединен трубопроводом со стороной всасывания на-
coca 6. Установлен датчик /. контролирующий требуемую начальную температуру воды £w] и воздействующий на исполнительный механизм трехходового автоматичсского клапана 5.
При регулировании охладительной способности местного воздухоохладителя I автоматическим терморсгуляторам 8 изменяется расход холодной воды Gw в системе насосного холодосиаб;кения. Поэтому для сохранения постоянства давления в подающих трубопроводах 2 перед термор егулятор ами 8 в системе холодо снабжения местных воздухоохладителей 1 применен насос типа UPE. В § 6.1 подробно рассмотрены преимущества применения насосов с электронным регулированием частоты вращения в системах хо- лодоснабжения с переменным расходом холодной воды Gw・
На рис. 6.14 представлена огкрытая схема циркуляции воды в центре холодоснабжения и через аппараты СКВ. Для открытой схемы обязательным условием является расположение холодильной машины, состоящей из компрессора 厶 коя^ухотрубного конденсатора 2, кожухотрубного испарителя 3 и обратного бака аккумулятора 8> ни?ке потребителей холода. Такое расположение центрального источника холодоснабжсния и потребителей холода (воздухоохладителей в центральных кондиционер а х и местных агрегатах) позволяет обеспечить стекание обратной воды Gw об в сборный бак-аккумулятор 8 в отсек, из которого насос 7 забирает отепленную воду с температурой 力w.o6 на охла?кдспие в испарителе 3 холодильной машины. Охлая^денная вода Gwx с температурой 力wx от работы насоса 7 типа UPS поступает в дальний отсек бака аккумулятора 8. Охлажденная вода с температурой fwx насосом 9 забирается из крайнего отсека бака аккумулятора 8 и через обратный клапан 12 по подающему трубопроводу 10 подастся к потребителям холода. Выше по схемам па рис. 6.6 и 6.13 показано, что при регулировании холодопроизводительности воздухоохладителей в составе СКВ через них изменяется расход охла- ?кдснной воды Gwx・ Поэтому в качестве насоса 9 энергетически целесообразно применять насосы с электронным рсгулированием частоты вращения вала приводного электродвигателя. При остановке насоса 9 необходимо предотвратить опорожнение от воды из обратного трубопровода и воздухоохладителей, что достигается закрытием автоматического клапана 13 на обратном грубопро- воде 11 по импульсу от магнитного пускателя электродвигателя насоса 9.
Для работы холодильной машины необходимо отводить теплоту конденсации холодильного агента в конденсаторе 2・ Это дости-
17 О. Я. Кокорин
гастся от работы насоса 厶 забирающего из бака 6 охлажденную в градирне 5 воду Gw.rp, циркулирующую через конденсатор 2. Применение сборного бака 6 охла?кденной испарением воды обеспечи-
Рис. 6.14. Открытая схема циркуляции воды в центре холодоснабткения: 1 — компрессор; 2 — кожухотрубный конденсатор; 3 ——кожухотрубный испаритель: 4 — циркуляционый насос контура водяного охлаждения конденсатора холодильной машины; 5 ——вентиляторная градирня: 6 ——сборный бак; 7 ——циркуляционный насос контура охлаждения воды в испарителе холодильной машины; 8 — бак-аккумулятор охлажденной воды; 9 — насос подачи переменного расхода охлажденной воды Gwx； 10— подающий трубопровод холодной воды twx； I / •— обратный трубопровод отепленной воды £wo6； /2——обратный клапан; 13 —— запорный клапан с электрическим приводом, сблокированным с магнитным пускателем насоса 9
васт сс свободное стекание из поддона градирни 5. Высота уровня воды в баке 6, равная Нвс обеспечивает давление столба ?кидко- сги на стороне всасывания насоса. Разница высоты столба жидкости на стороне нагнетания и всасывания составит 77睜一瓦⑦乂 и должна компснсир ова ть ся дополнительным к гидр а в личе ским потерям в сети напором работающего насоса /. При присоединении сливного трубопровода из поддона градирни 6 непосредственно к всасывающей стороне насоса 4, необходимая компенсация разницы в высотах водяных столбов в трубопроводах на
стороне нагнетания и всасывания составляет Нпаг — 77вс1, м и будет значительно меньше принятой на рис. 6.14 схемы циркуляции воды через кондиционер 2, градирню 5 и сборный бак 6. Снижение требуемой компенсации от работы насоса 4 разницы в высотах водяного столба в трубопроводах на стороне нагнетания и всасывания обеспечит сни?кение требуемой величины рабочего напора насоса /, соответственно, потребляемой мощности электродвигателем привода рабочего колеса.
За последние годы наибольшее применение находят закрытые схемы насосной циркуляции в системах холодоснабл^ения. Характерным примером такой схемы является центральная система холоде снаб?кения СКВ в во остановленном в Москве в храме Христа Спасителя [12]. Расчетная потребность в холоде СКВ составляет (кВт-ч): верхний храм ——2060; нижний храм — 977; Соборный зал — 861; трапезная — 675. Всего 4573 кВт • ч. Для учета потерь холода в коммуникациях принят коэффициент 1,1 и расчетная хо- лодопроизводительность составит
4573 х 1,1 = 5030 кВт • ч.
Потребность в холоде СКВ различных потребителей по времени суток не совпадает. Это позволило применить понижающий коэффициент одновремениости использования холода 0,8 и расчетная производительность холодильных машин составила
5030 х 0,8 = 4024 кВт • ч.
В восстановленном храме Христа Спасителя полезно использован котлован, который был вырыт при сооружении фундамента Дворца Советов. В 1941 г. строительство Дворца Советов было остановлено и котлован позднее использовался для открытого плава тельного бассейна. Вес новые помещения размещены ни?ке основания верхнего храма, повторяющего архитектурный облик прежнего сооружения. Принципиально новым является использование во всех помещениях Храма СКВ, проект которых разработан институтом «Моспроект-2».
Центральная холодильная станция расположена на ния:ней отметке котлована и машинный зал имеет площадь 310 м2. Для охлаждения циркулирующей через аппараты СКВ холодной воды применено две холодильные машины типа CVGE56-KC-PC холодопроизводительностью в расчетном режиме 2000 кВт • ч каждая. Холодильные машины разработаны и производятся фирмой
«Трейн» ). Холодильная машина включает двухступенчатый центробежный компрессор и может регулировать холодопроизводи- телыюсть от 20 до 100%. В качестве рабочего агента использован озонобезопасный хладагент R134a. Приводной электродвигатель охла?кдается жидким хладоагентом и коэффициент преобразования электроэнергии в холод составляет 5,8 кВт • ч холода/кВт • ч электроэнергии на привод компрессора.
На заводе-изготовителе фирмы «Трейп» полностью собранная холодильная машина проходит всесторонние испытания, что является гарантией высокого качества и надежности ес работы. Для снижения шума и вибрации машина смонтирована на пружинных амортизатор ах, учитывающих распределение массы отдельных частей. Водяные конденсаторы холодильных машин охла- Ячдаются водой, поступающей при температуре 27℃ от двух вентиляторных градирен.
Чтобы не нарушать общей, архитектурной композиции территории Храма, градирни размещены в выемках относа котлована. Для устранения шума от работ вентиляторов градирен на входе в них наружного воздуха установлены эффективные шумоглушители. Фотографии холодильного центра и примененных градирен опубликованы в работе [12].
На рис. 6.15 представлена принципиальная схема закрытой системы насосной циркуляции воды в центре холодоснабжения. обслуживающем СКВ в храме Христа Спасителя. На каркасе 1 смонтированы: двухступен чатый центр обе?кный компрессор 2, кожухотрубный водяной конденсатор 3 и кожухотрубный водяной испаритель /.
Отепленная вода Gw.o6 после аппаратов СКВ по общему обратному трубопроводу 11 поступаег в герметичный сборный бак 7. Из сборного бака 7 отепленная вода поступает в общий обратный коллектор 9, соединенный с всасывающей стороны двух циркуляционных сдвоенных насосов 丿& нагнетательная сторона которых трубопроводами соединена с испарителем / холодильной машины.
Из испарителя / охлажденная вода Gwx по соединительным трубопроводам поступает к стороне всасывания двух циркуляционных сдвоенных насосов 13, подающих охла?кденную воду в общий коллектор 12 и общий трубопровод 15 к аппаратам СКВ. Между общим подающим 72 и обратном 9 коллекторами предусмотрен соединительный трубопровод, на котором смонтирован регулятор 10
перепада давления в коллекторах. Для выравнивания расходов воды в обратном трубопроводе 11 и подающем трубопроводе 15 предусмотрен обводной трубопровод 8.
Рис. 6.15. Принципиальная схема закрытой системы насосной циркуляции воды в центре холодоснабжения: 1 ——каркас холодильной машины, монтируемой на пружинных амортизаторах; 2 — двухступенчатый турбокомпрессор; § — конденсатор; 4 ——испаритель; 5 ——трубопроводы насосной циркуляции воды через градирни; 6 — мембранный расширительный бак; 7 — сборный герметичный бак; 8 ——обводной трубопровод; 9—общий обратный коллектор; 10——регулятор перепада давлений воды в коллекторах; 11 ——общий обратный трубопровод возврата отепленной воды Gwo6 от СКВ; 12 — подающий коллектор охлажденной воды Gwx к СКВ; 13, " — циркуляционные сдвоенные насосы; 15 — общий ПОДаЮЩИЙ Трубопровод ХОЛОДНОЙ ВОДЫ Gwx
Применение сдвоенных циркуляционных насосов 13 и Ц позволяет обеспечить надежность работы системы холодоснабжения.
Приложение
Методика и Примеры
расчета годового потребления и стоимости тепла на отопление и вентиляцию при применении установки утилизации теплоты вытяя^ного воздуха на нагрев саннормы приточного нарулшого воздуха и на горячее водоснабжение квартиры в яшлом многоэтажном доме при автономном теплоснаб?кении ночным электрическим нагревом воды
Исходные данные для расчета систем ОВ
Поверхность наругкных ограждений FH, м2.
1-2. Приведенное термическое сопротивление нару?кных огра;кдений Лн,м2трад/Вт, вычисляемое по методике СНиП [20].
Обитаемая площадь /^б,м2.
1-4. Общая площадь помещений, FKB, м2.
Климатические данные по средним температурам наружного воздуха iH.cp, ℃ по месяцам, принимается по данным таблицы в СНиП [21].
Санитарная норма подачи приточного наружного воздуха /пн, м3/ч принимается по данным СНиП [18].
Расценки на использование тепла, электроэнергии в дневные и ночные часы.
Расчетная теплотехническан эффективность установки утилизации
А _ »н2 — %1ty tyl -
Для установки утилизации с насосной циркуляцией антифриза можно принять Oty = 0,36-0,38.
Средняя за сутки интенсивность бытовых тепповыделений (?быТ,Вт-ч/м2.
Расчет по месяцам затрат тепла на цели отопления и вентиляции (ОВ) в жилой квартире
Определение часовых трансмиссионных теплопотерь для средней температуры наружного воздуха in.cp для каждого месяца отопительного периода:
%г.тр = в , Вт •(П1)
Вычисление расхода приточного нару;кного воздуха в обитаемом помещении квартиры:
Ецн = ^)6 X %пн, М^/н.Ецн = ^)6 X %пн, М^/н.(П2)(П2)
Ецн = ^)6 X %пн, М^/н.
Ецн = ^)6 X %пн, М^/н.
(П2)
(П2)
По СНиП [18] саннорма для жилых зданий /“н = Зм3/ч на кв. м обитаемой площади.
Вычисляется температура приточного нару?кного воздуха после установки утилизации:
»ПН = 0ty(tyl — »н.ср) + 力Н.ср, С,
где tyi — температура удаляемого вытяжными системами выбросного воздуха, ℃;力н.ср — средняя за месяц температура нару?кного воздуха по данным таблицы [21], ℃.
Вычисление требуемого тепла для догрева приточного наружного воздуха после установки утилизации:
Qt-пн = LnH х Рпн х Ср q а , Вт • ч.(口4)
Вычисление бытовых тепловыделений в обитаемых помещениях: От.бнт = ^)6 * 9быт > Вт • Ч.(П5)
Часовая потребность в тепле на нужды функционирования систем отопления и вентиляции в каящом месяце:
，Т.ОВ = (，т.тр +，т.пн) —，r.6blT, Вт • Ч.(口6)
Потребление за месяц тепла на функционирование систем отопления и вентиляции:
Qt.ob = %.ов X z х 10-3, кВт • ч/мес.(П7)
где Z — количество часов потребления тепла за месяц.
Годовой расход тепла на функционирование систем отопления и вентиляции:
〉:Qt.ob = Qt.obI + …♦ + Qt.obXH кВт • ч/год,(118)
где Qt.obI — расход тепла в январе, кВт • ч/мсс; Qt.cbXII — расход тепла в декабре, кВт • ч/мес.
ляции:ляции:Удельный годовой расход тепла на системы отопления и венти
ляции:
ляции:
(П9)(П9)_ £Qt.ob
(П9)
(П9)
Qq「CB = —р，кВт • Ч/(ГОД • М ).
£ кв
Сравнение расчетного расхода тепла с нормируемой величиной. Для Москвы по нормам [15]
歹т.ов.нор = 95 кВт . н/(год . М2).
для ?килых зданий с числом этажей 1() и более:
鱼山 НОР二'т ов х 100, %.(П10)
(^г.ов.нор
Стоимость израсходованного за год тепла на отопление и вентиляции:
Сов = EQt.ob ■ &н, руб/год,(П11)
где Сзн — стоимость единицы затрачиваемой энергии руб/(кВт -ч).
Стоимость тепла в традиционных системах отопления и вентиляции за 12 месяцев года:
Сов.тр = 12 х Сов.гр, руб/ro斗(П12)
Стоимость тепла за месяц Сов.Тр в традиционных системах отопления и вентиляции:
Сов.тр = Сов х 理в, руб/мес,(П13)
где Сов. гр — норма оплаты тепла за отопление и вентиляцию, руб/м2 общей площади. В Москве с 01.01.02г. для обеспеченных жильцов установлена норма оплаты в месяц за отопление Сов.тр = 5,4руб/м2.
Достигаемая экономия (или перерасхода) денежных оплат за год тепла на системы отопления и венгиляции в новый системе по сравнению с традиционной в %-ном отношении:
°。艺 一 &в х 100： %；(Ш4)
В денеячном выражении：
△ &эв = Сов.тр — Сов, руб/ГОД.(П15)
Получение отрицательных величин в расчетах по выражениям (П14) и (П15) показываот на перерасход в новый системе по сравнению с традиционной.
Прим р р1
Исходные даннь【е： трехкомнатная квартира в многоэтажном жилом доме, имеющая:居=94,5 м2; & = 2,5м2-град/Вт;及6 = ЮОм2; FKn = 135 M2; & = Зм3/(ч -м2); стоимость электроэнергии в ночные часы 0,13 руб/(кВт • ч);饲 二 0,38; б?Сыт = 15Вт/м2.
Решен и е
Для января при 力^р = -10,2 ℃, Z = 744 ч.
По выражению (П1) находим:
_ 94,5(20+ 10,2)
Qr. rp — с - 一 1134 Вт • ч.
Ан = 100 х 3 = 300 м3/ч.
3"пн 二 0,38(22 + 10,2) — 10,2 = 2℃.
дт.пн = 300 х 1,23 х 1 х (20 - 2)/3,6 = 1845 Вт-ч.
(?т.быт 二 ЮО х 15 = 1500 Вт • ч.
6・ ％.°в = (1134+ 1845) - 1500 = 1479 Вт-ч.
Qt.ob = 1479 X 744 х 10~3 = 1100.3 кВт • ч/месь
2. Для февраля при % ср = —9,6℃, Z = 6722.
94,5(20 + 9,6)%.тр —= 1119 Вт • ч.
%н = 0,38(22 + 9.6) - 9；6 = 2,4 ℃.
Оз = 300 х 1,23 х 1 х (20 - 2,4)/3、6 = 1819 Вт ч.
%.ов = (1119+ 1819) - 1500 = 1438 Вт-ч.
Qtqb = 1438 х 672 х 10 — 3 = 966 кВт ■ ч/месц.
Для марта при Qcp 二—4,7°, Z = 744ч.
94,5(20 + 4,7)
,т.тр =^= 934 Вт • ч.
Ьн = 0,38(22 + 4,7) - 4,7 = 5,4℃.
%н 二 300 х 1,22 х 1 х (20 - 5,4)/3.6 = 1500 Вт-ч.
%.ов = (934 + 1500) - 1500 = 934 Вт-ч.
Qt.ob = 934 х 744 х 10 — 3 = 695 кВг • ч/месць
Для апреля при /„.ср =4°, Z = 720 ч.
94,5(20 - 4)
(7т.тр 二—=60b Вт • ч.
£“н = 0,38(22 - 4)+ = 11,2℃.
<?пн = 300 х 1,21 х 1 х (20-11,2)/3,6 = 1002Вт-ч.
%з°в = (605 + 1002) - 1500 = 107 Вт -ч.
Qt.ob = 107 х 720 х 10 — 3 = 77,4 кВт • ч/месщ.
Для мая при Мер = 11,6°, Z = 744ч.
194,5(20- 11,6)
- £.тр =—= 355 Вт • ч.
.力皿=0,38(22 - 11,6) + 11,6 = 16℃.
. %н = 300 х 1,21 х 1 х (20 - 16)/3,6 = 508 Вт-ч.
4・ ％.ов = (355 + 508) — 1500 = —636 Вт • ч, что показывает на отсутствие потребности в тепле на отопление и вентиляцию.
Для октября при 力н.ср = 4,2 ℃, Z = 744ч.
94,5(20 - 4,2)
9г.тР 二—=597 Вт • ч.
〃н = 0,38(21 - 4,2) + 4,2 = 11℃.
'「пн 二 300 х 1,21 х 1 х (20 - 11)/3,6 = 1017Вт ■ ч.
Qt.oh = (597+ 1017) - 1500 = 114Вт-ч.
Qt.ob = 114 х 744 х 10 — 3 = 85 кВт • q/месх.
1-7. Для ноября при iH.Cp = -2,2 ℃, Z 二 720 ч.
194,5(20 + 2,2)с”》
,т.тр =—= 839 Вт • ч.
%н = 0,38(21 + 2,2) - 2,2 = 6,6 ℃.
£.пн = 300 х 1,22 х 1 х (20 - 6,6)/3,6 = 1374 Вт -ч.
£.°в = (839 + 1374) - 1500 = 713 Вт -ч.
Qt.ob = 713 х 720 х 10 — 3 = 513 кВт • ч/месхь
8. Для декабря при %.ср = -7,6 ℃, Z = 744 ч. п94,5(20 + 7,6)…п
0т.тр =—= 1043 Вт • ч.
力пн = 0,38(21 + 7,6) - 7,6 二 3,3 ℃.
%.пн = 300 х 1,23(20 - 3,3)/3,6 = 1712 Вт -ч.
qt.ob = (1043 + 1712) 一 1500 = 1255 Вт -ч.
Qt.ob = 1255 х 744 х 10 — 3 = 934 кВт • ч/меехп-
По формуле (П8) находим годовой расход тепла на функционирование энерго сб ерегающей систем ОВ:
£ Qw = 1100,3 + 966 + 695 + 77,4+85 + 513+934 = 4367,7 кВт • ч/год.
Находим по (П9) удельный расход тепла в системах ОВ за год:
&.ов =囁?二 32,35 кВт • ч/(год • м2).
По (П10) сравниваем с нормами для Москвы [4]:
90 - 32,359090 - 32,3590х 100 = 64%.х 100 = 64%.
90 - 32,35
90
90 - 32,35
90
х 100 = 64%.
х 100 = 64%.
В новой системе ОВ в ночные часы от электронагрева вода нагревается при стоимости ночного тарифа С,л.н = 0,13руб/кВт-ч. По (П11) находим стоимость электроэнергии, затраченной в ночные часы на системы ОВ：
Сов = 4367,7 х 0,13 = 567,8 руб/год.
По (П12) находим годовую стоимость тепла в традиционных ОВ:
Сов.тр = 12 х 135 х 5,4 = 8748 руб/год.
Находим по (П14) и (П15) достигаемую экономию в оплате: в %-ном отношении
8748 - 567,887488748 - 567,88748х 100 = 93,5%;х 100 = 93,5%;
8748 - 567,8
8748
8748 - 567,8
8748
х 100 = 93,5%;
х 100 = 93,5%;
в дене;кном выражении
△Сов = 8748 — 567,8 = 8180,2 руб/год.
Исходные данные и расчеты потребления и стоимости тепла на нужды ГВ.
Число жильцов в трехкомнатной квартире принимаем 5 человек Норма расхода горячей воды с температурой 力w「b = 55 ℃ составляет 100 л/^чел • сут). Средняя за год температура водопроводной воды iwx =
На ночной нагрев электроэнергией водопроводной воды для суточного потребления на 5 человек требуется затрачивать электроэнергии:
Qt.「b = Л х 100 х 卢。,Вт • ч/сут.
Или для рассматриваемой комнаты получим:
55 — 11
0г гв = 5 义 100 х 4,2= 25667 Вт • ч = 25,67 кВт • ч/сут.
3,6
Затраты электроэнергии на ну?кды ГВ в месяц:
£ Qt.「b = Ог.гв х Д = 25,67 х 30 = 770,1 кВт • и/мес.
В год расход электроэнергии на ГВ составит:
^2 52 Qt・「b — 12 х ^2 Qr.rB = 12 х 770,1 = 9241,2 кВт • ч/год.
По нормам в Москве за ГВ в месяц оплата составляет 99руб/(чел • мое). Или за год оплата составит
Gr.tp = 6x 99 x12 = 5940 руб/год.
При ночном нагреве воды от электроэнергии оплата за ГВ составит:
С「в = 9241,2 х 0,13 = 1201,4 руб/год.
Экономия средств за год на систему ГВ в %-ном отношении
5940 - 1201,459405940 - 1201,45940х 100 = 80%;х 100 = 80%;
5940 - 1201,4
5940
5940 - 1201,4
5940
х 100 = 80%;
х 100 = 80%;
в денежном выражении
△С、в = 5940 — 1201,4 = 4738,6 руб/год.
Общее снижение стоимости энергии, потраченной за год на нуящы систем ОВ и ГВ составит:
1291931 =1291931 =У^ АСов+гв = 8180,2 + 4738,6 = 12919 руб/год.
12919
31 =
12919
31 =
Или в условных единицах при курсе 1 у.е. = 31 руб £ ДСов+гв = =418 у.е./год.
СПИСОК ЛИТЕР4ТУРЫ
Баркалов Б. В., К а р п и с Е.Е. Кондиционирование воздуха в промышленных, общественных и л<илых зданиях. — М.: Стр ой из дат, 1982.
Богословский В.Н., Кокорин 0.Я., Петров Л.В. Кондиционирование воздуха и холоде снабжения (учебник). — М.： Стройиздат, 1985.
Гримитлин М.И. Распределение воздуха в помещениях. —М.: Строй- издат, 1982.
Е г Назаров А. Г. Отопление вентиляция зданий и сооружений сельскохозяйственных комплексов.——М.: Стройиздат, 1981.
Инженерные системы крупных зрелищных объектов // АВОК： 2001. № 2. С. 28-35.
Карпов Ф.Ф. Измерительные приборы для определения параметров воздуха при культивации грибов // Школа грибоводства. 2001. № 3. С. 18-19.
Кокорин О. Я. Установки кондиционирования воздуха. — М.: Машиностроение, 1978.
Кокорин 0. Я. Энергосберегающая технология функционирования систем вентиляции, отопления, кондиционирования воздуха (систем ВОК). — М.: Проспект, 1999.
Кокорин 0. Я., Радионов Г.В. Обеспечение снижение расходов в системах ВОК при применении отечественных конструкций эжекционных аппаратов // АВОК, 1999. № 6. С. 34-36.
Кокорин О. Я., Волков А. А., Андронов Ф. И., Ком ми с а ров В. В., К о р ы т н и к Г. Г. Отечественное оборудование и материалы позволяют создавать высокоэффективныс системы вентиляции и кондиционирования воздуха // АВОК. 2001. № 3. С. 82-85.
Кокорин О. Я. Повышение экономичности и надежности систем кондиционирования воздуха при применении сдвоенных насосов // Холодильная техника. 2001. № 9. С. 2-4.
Кокорин О. Я. Холодоснабжение систем кондиционирования в восстановленном храме Христа Спасителя в г. Москве // Холодильная техника. 2001. № 4. С. 27-29.
Кокорин О. Я., Волков А. А., Андронов Ф. И. Системы микроклимата помещений плавательных бассейнов // Холодильная техника. 2000. № . С. 8-11.
Липов с к ий В. М. Основные направления энергоэффективности при эксплуатации тепловых сетей // Энергосбережения. 1999. № 1. С. 10-12.
МГСН 2.0.01-99. Энергосбережение в зданиях. Нормативы по теплозащите и тепловодоэлектроснабжению. — М.： ГУП НИИАЦ, 1999.
Наумов А. А. Выбор энерго-эффективных систем кондиционирования воздуха офисных зданий / Труды VII съезда АВОК. — М.: 2000. С. 106-110.
Правила учета тепловой энергии и теплоносителей. Главгосэнергонадзор.—— М.： Изд-во МЭИ, 1995.
СНиП 2.04.05-91*. Отопление, вентиляция и кондиционерованис.——М,: ГУП ЦПП, 1998.
СНиП 11-33-75. Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха.— М.: Стройиздат, 1976.
СНиП 11-3-79*. Строительная теплотехника. — М.: ГУП ЦПП? 1998.
СНиП 2.01.05-82*. Строительная климатология и геофизика. — М.: Строй- издат, 1983.
Различные области применения холода (справочник). Гл, VIII. Искусственные ледяные катки. — М.: Агропромиздат, 1985.
Спорткомплекс Саппоро - новые технические решения // АВОК. 2000. № 6) С. 50-54.
Т а л и е в В. Н. и др. Вентиляция, отопление и кондиционирование воздуха на текстильных предприятиях. — М.: Легпромбытиздат, 1985.
Фирма «Иорк Россия». Производство центральных кондиционеров Иорк... в г. Москве // Холодильная техника. 2001•単 1)С. 25.
ASHRAE Rcfrideraition Hand book. CHAPTER 33. JCE RINKS.
M u m m a S- A. Ceilind Panel Coolinds Systems // ASHRAE Journal, November, 2001.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Глава 1. Методы обеспечения требуемой воздушной среды в помещении 5
Определение прозводительности приточно-вытяжных аг- регатов 5
Режимы работы приточно-вытяжных систем в помещениях с преобладанием теплоизбытков 8
По следовательно сть нахожднсия технических показателей систем кондиционирования 11
Особенности выбора оборудования и режимов работы приточно-вытяжных агрегатов в холодный период года . . ,16
Глава 2. Современные системы кондиционирования воздуха для административных зданий 23
Центральные СКВ для административных зданий . . . .23
Местно-центральные системы для административных зданий с расположением в помещениях вентиляторных доводчиков и нагревательных приборов периметральных систем отопления 24
Местно-центральные системы для административных зданий с размещением в помещениях доводчиков э;кек- ционного типа 29
Сравнительные показатели местно-центральных СКВ .・38
Особенности режимов работы местно-центральных систем в административных зданиях в холодный период года 44
Методика расчета установок утилизации с насосной циркуляцией промеячуточного теплоносителя-антифриза• • •59
Глава 3. Современные системы кондиционировакия воздуха в общественных зданиях 76
СКВ в классных комнатах школ 76
Системы микроклимата помещений плавательных бассейнов 81
Системы кондиционирования воздуха для помещений искусственных катков 91
СКВ для операционных и реанимации в больницах •- • •124
Глава 4. Современные системы кондиционирования воздуха в пр омьпиленных зданиях 136
Общие подходы к повышению энергетической эффективности и санитарно-гигиенических качеств систем конпы- ционирования в промышленных зданиях 136
Преимущества местно-центральных систем по сравнению
с Т1)адиционными центральными СКВ в промышленных зданиях 136
Системы кондиционирования воздуха для «чистых помещений» 153
СКВ в цехах предп])иятий текстильной промышленности162
Системы микроклимата в животноводческих и птицеводческих помещениях и пути их совершенствование ....184
Энергосберегающие системы микроклимата в помошениях выращивания грибов 191
Повышение энергетической эффективности СКВ методами во сстановитсльной вентиляции 198
Глава 5. Новые методы обеспечения теплом, холодом и электроэнергией систем кондиционирова1шя воздуха 204
Новые методы тепло- и холодоснабжения в жилых зданиях 204
Новые методы тепло- и холодоснабя;ения СКВ в административных зданиях 214
Энергосберегающее холодоснабжение СКВ в зданиях с периметральной и внутренними зонами с наличием тепловыделяющего оборудования: 223
Глава 6. Применение современных конструкций насосов в системах кондиционир ования 230
Снижение расхода электроэнергии при применении насосов с регулированием частоты вращения ротора электродвигателя 230
Экономия энергии, повышение надежности работы и эффективности регулирования воздухо-нагр свате лей ....234
Экономия энергии и повышение эффективности регулирования воздухоохладителей 240
Применение насосов в установках утилизации с промежуточным теплоносителем-антифризом 243
Современные решения по использовании насосов в системах тепло снабжениязданий 246
Современные решения по использованию насосов в системах холодоснаб^кениязданий 255
Приложение 263
Список литературы 269
3. Сеть вытяжных воздуховодов и фильтров в составе вытя?к- ного агрегата требует полного давления вытя?кного вентилятора 0,6 кПа при КПД установки =0,75. Вычисляем часовой расход элсктроэнергии на работу вытяжного вентилятора:
—£ух% 240000x0,6
в”’3600 х КПД - 3600 х 0,75 - °3,3 '历 ч'