Отечественное оборудование для создания систем вентиляции и кондиционирования воздуха - Кокорин О.Я.

Автор: Кокорин О.Я.
Теги: строительство вентиляция строительное проектирование кондиционирование воздуха издательство москва
ISBN: 5-93585-079-6
Год: 2005
Похожие
Современные системы кондиционирования воздуха
Автоматизация систем вентиляции и кондиционирования воздуха
Кондиционирование воздуха и холодоснабжение
Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха
Текст
                    Кокорин О. Я.
ОТЕЧЕСТВЕННОЕ
ОБОРУДОВАНИЕ
ДЛЯ СОЗДАНИЯ
СИСТЕМ ВЕНТИЛЯЦИИ
И КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА
Москва
2005

Б6К 38.762
К 59
Автор Кокорин О. Я., доктор техн. наук, профессор
кафедры «Отопление, вентиляция и кондиционирование
воздуха» Московского государственного строительного
университета (МГСУ).
Подписано в печать 20.05.05. Формат 47x65 1/4. Усл. печ.л. 24,5. Тираж 1000 экз. Заказ № 221.
Отпечатано с готовых диапозитивов в ЗАО "Типография "Экстра Печать"
ISBN 5-93585-079-6
(С) О. Я. Кокорин
2002

Введение
Безупречная работа систем кондиционирования воздуха и вентиляции прежде всего
определяется качеством разработанных проектных решений и надёжностью применяемого
оборудования. Фирма «Веза» разработала и выпускает оборудование, позволяющее создавать
качественные и надёжные системы вентиляции и кондиционирования воздуха. К сожалению, изучение
ряда реализованных за последние годы решений систем кондиционирования и вентиляции в
общественных и промышленных зданиях показывает,что проектанты (особенно это касается
зарубежных фирм) не применяют методов вариантного проектирования и не обосновывают
рационального решения систем. Зарубежные проектанты, как правило, заинтересованы в
использовании оборудования конкретной зарубежной фирмы. Поэтому разработанные ими
проекты отражают интересы определённых фирм-производителей, и на рынок России поступает
оборудование, 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.
Предпринятое фирмой «Веза» настоящее издание «Отечественное оборудование для
создания систем вентиляции и кондиционирования воздуха» состоит из четырех глав.
Глава 1. Задачи и режимы работы систем вентиляции и кондиционирования воздуха в климате
России.
Глава 2. Описание конструкций функциональных блоков КЦКП и рекомендации по выбору
рациональных режимов их работы.
Глава 3. Кондиционеры компактные панельные.
Глава 4. Предложения по выбору рациональных систем кондиционирования воздуха и
вентиляции для зданий различного назначения с использованием оборудования фирмы «Веза».
Фирма «Веза» выражает надежду, что предоставленный обобщающий материал этой работы
будет способствовать качеству создаваемых проектов систем вентиляции и кондиционирования
воздуха,расширению областей применения в этих системах отечественного оборудования.
Представленные материалы подготовлены известным специалистом д.т.н. Кокориным О.Я.
при участии работников фирмы «Веза»
Директор компании «Веза»
A.M. Дерипасов
3

Глава Л
Задачи и режимы работы систем вентиляции
и кондиционирования воздуха
в климате России
7.7. МЕТОДЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ ТРЕБУЕМОГО КАЧЕСТВА ВОЗДУШНОЙ СРЕДЫ В ПОМЕЩЕНИЯХ
Окружающая воздушная среда является
определяющим фактором сохранения здоровья и активной
жизнедеятельности людей, животных, птиц и растений.
Задачами систем вентиляции и кондиционирования
являются создание и поддержание в помещении
благоприятных для жизнедеятельности параметров
окружающего воздуха, главные из которых: температура tlv °C;
относительная влажность фв, %; запылённость Св, мг/м3;
газовый состав: по содержанию кислорода и вредных
для организма газов (например, углекислого газа С02).
Производительность по воздуху приточных L„ и
вытяжных Ly систем вентиляции и
кондиционирования вычисляется по условиям удаления из зоны
обитания в помещении вредностей, влияющих на
формирование определяющих воздушных параметров. В
помещениях общественных и жилых зданий
определяющими вредностями, как правило, являются
тепловыделения <2ТЛ1:,б, Вт. Расчёт требуемого расхода
приточного воздуха для удаления теплоизбытков Qr_Iu6
производится но формуле
3,6 Qt.,,36
Lu =
Рц( V*")CP
,М3 Ч.
(1.1)
Температура приточной) воздуха tu обусловлена
выбранным режимом его приготовления и принятой
схемой воздухораспределения. Температура
удаляемого воздуха ty зависит от принятой схемы организации
воздухообмена в помещении. Наиболее качественной с
точки зрения санитарно-гигиенических требований
является схема подачи приготовленного приточного
воздуха Lu непосредственно в рабочую обитаемую зону
помещения и вытяжка отеплённого, загазованного и
пыльного воздуха из верхней части под потолком
помещения. Условия организации воздухообмена удобно
оценивать через показатель KL, вычисляемый для
условий удаления теплоизбытков следующим образом:
Кг
(1.2)
При наличии в помещении преобладающих влаго-
выделений WBJlM^ т/ч, что характерно, например, для
плавательных бассейнов, количество приточного
воздуха для удаления влагоизбытков находится по формуле
^вл.изб
L„ =
рп( dy- dn )
м ч.
(1.3)
Влагосодержание приточного воздуха dn
определяется выбранным режимом его приготовления
Влагосодержание удаляемого воздуха dy зависит от принятой
системы организации воздухообмена. Для условий
преобладающего удаления влагоизбытков показатель
организации воздухообмена будет таким:
KLd
dydu
dB dn
(1.4)
Влагосодержание воздуха в рабочей зоне dB зависит
от назначения помещения и нормируемых параметров
tH и фв. В гл. 4 на примере выбора рациональной
системы приточной вентиляции для помещения
плавательного бассейна будут показаны особенности
организации режимов приготовления приточного воздуха и
приведены возможные величины показателя KL(i. В
животноводческих и шицеводческих помещениях
определяющей вредностью является избыток углекислого газа
(С02).
В этих помещениях расход приточного воздуха
вычисляется по формуле
£„=-
(Су- Сп)
м3 ч,
(1.5)
где
Гсо2 - количество выделяемого в помещении
углекислого газа, л/ч;
Cv - концентрация углекислого газа в удаляемом
воздухе, л/м3;
Сп - 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. Сп = Сп.
Углекислый газ выделяется животными при
температурах, превышающих температуру окружающего
воздуха. Это обусловливает конвективный подъём 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 Cv, что
оценивается через показатель организации воздухообмена:
KLT~
Cv Сн
_ у
^в Сн
(1.6)
Обычно в помещении имеют место все три вида
рассмотренных выше вредностей. За расчётный расход
приточного воздуха Lu необходимо принимать
наибольшую величину, вычисляемую соответственно по
формулам (1.1), (1.3) и (1.5). В зависимости от
преобладающих в помещении вредностей применяются
различные методы приготовления приточного воздуха
для получения требуемых параметров в рабочей зоне.
4

1.2. РЕЖИМЫ РАБОТЫ ПРИТОЧНО-ВЫТЯЖНЫХ СИСТЕМ В ПОМЕЩЕНИЯХ С ПРЕОБЛАДАНИЕМ
ТЕПЛОИЗБЫТКОВ
Наибольшие тенлоизбытки
в помещениях,
вычисляемые по нормам СНиП [2|, имеют место в
расчётных условиях тёплого периода года. Это
характерно для формирования тепловых режимов в
помещениях жилых, общественных и промышленных
зданий. Расчёт теилоиритоков в помещении зданий
проводится по известным методикам, приведённым,
например, в [4, 7]. На рис. 1.1 показаны две
принципиально различные схемы организации воздухообмена в
помещении. Схема «сверху вверх» является наиболее
традиционной для устройства отечественных систем
вентиляции и кондиционирования в общественных,
административных и промышленных зданиях. Подача
в рабочую зону приточного воздуха сверху в форме
проникающих струй приводит к смешению воздуха но
высоте помещения. Такой режим организации
воздухообмена называется смесительной
вентиляцией, что обусловливает выравнивание температур
воздуха но высоте помещения (£в= £у), и показатель KL< 1.
В натурных испытаниях в современных помещениях
текстильных предприятий, где приточные и
вытяжные устройства располагаются в цехах высотой до 8 м
на потолке на расстоянии друг от друга до 2 м,
отмечены более низкие температуры ty удаляемого воздуха
по сравнению с температурой воздуха th в рабочей
зоне цеха. Из этих наблюдений получен показатель KL
<1, который указывает на то, что часть охлаждённого
приточного воздуха поступает к вытяжным
отверстиям, минуя рабочую зону, а это значительно снижает
эффективность отведения теилоизбытков из рабочей
зоны. Кроме того, методы смесительной вентиляции
приводят к подмешиванию к приточной струе воздуха
из верхней зоны помещения части вредностей,
таких как водяные пары и лёгкие газы, которые
поднимаются конвективными потоками иод потолок.
Возвращение в рабочую зону приточным воздухом
части вредностей из верхней зоны значительно
ухудшает санитарно-гигиенические и
энергетические показатели работы систем вентиляции и
кондиционирования воздуха |1].
При подаче приточного воздуха Lu
непосредственно в рабочую зону (см. рис. 1.1, б) такие
вредности, как тепловлаговыделения, лёгкие газы и мелкая
пыль, вытесняются конвективными потоками под
потолок и удаляются с вытяжным воздухом Lv. Рабочая
зона заполняется свежим приточным воздухом, и иод
потолок вытесняются вредности. Это называется
методом вытеснительной вентиляции. Необходимо
стремиться к массовому внедрению в практику
проектирования и строительства систем вентиляции и
кондиционирования методов ио/1ачи приточного
воздуха в рабочую зону и вытяжки под потолком (вытес-
нительная вентиляция).
Ограничительным условием для применения
схем вытеснительной вентиляции является
обязательное выполнение требований комфортности
поступления приточного воздуха в рабочую зону
обитания людей. В нормах СНиП |2] указывается, что в
холодный период года отклонение температуры в
приточной струе tn от нормируемой температуры
воздуха в обслуживаемой или рабочей зоне ttt не
должно превышать 3°С. В тёплый период года этот
температурный перепад может быть увеличен до 6°С
(см. рис. 1.1, б).
-Й \
а)
-X
.Ly \ ty — 2o
Ln; tH = \r
k
t„ = 28
б)
4,
J-*y , Су Z.O
\L,x;tn=\7°9
tB = 23
Рис. 1.1. Сравнительные показатели схем организации воздухообмена в помещении:
28-17
а) схема «сверху вверх», /Q = = 1 ; б) схема затопления рабочей зоны приточным воздухом и вытяжка под потолком,
К,
28-17
23-17
= 1,83
Температура воздуха в рабочей зоне tB в
соответствии с [2] определяется в зависимости от
назначения помещения и расчётной температуры наружного
воздуха. Так, например, в тёплый период года
комфортная температура воздуха в климате Москвы в
помещениях составляет 25°С при относительной влажности
фв = 60 -*■ 40%. Газовый состав воздуха обеспечивается
нормируемой подачей в помещения санитарной нормы
приточного наружного воздуха. Для жилых помещений
санитарная норма подачи приточного наружного воздуха
/ии составляет 3 м3/м2ч обитаемой площади [2|
В общественных и административных зданиях
/11И = 60 м3/чел.ч, в помещениях больничных зданий
/„п= 80 м3/чел.ч.
В целях экономии энергии 11) рекомендуется
расход приточного воздуха 1„, приготовляемого в
центральном приточном агрегате, принимать равным
минимально необходимому но санитарным нормам:
^и ^п.н.мин •'А 41
М Ч.
(1.7)
5

Для жилых обитаемых помещений в формулу
(1-7) вместо количества людей в помещении Л
вводится величина обитаемой площади/об., м2. Количество
отводимого избыточного тепла минимальным расходом
приточного воздуха Liin. мин. вычисляется по формуле
0Т.„,
.l6.II.II
_ ^и.н.мин Рп.н^р ^ И/ h\.\v р /| 0\
3,6
Температура охлаждённого приточного
наружного воздуха tuu выбирается из условий обеспечения
комфортности воздухораснределения в рабочую зону
и возможностей используемых средств охлаждения в
приточном агрегате наружного воздуха. Для ее
снижения при подаче охлаждённого наружного
приточного воздуха в рабочую зону успешно применяются
отечественные конструкции воздухораспределителей со
смешением охлаждённого наружного tlul и
внутреннего tB воздуха [3].
Температура приточного воздуха в смесительных
эжекционных воздухораспределителях определяется
так:
1 +хч
°с
(19)
где к =
-- коэффициент эжекции в
воздухораспределителе внутреннего воздуха LB..) на единицу
приточного наружного воздуха L„ „.
В современных эжекционных
воздухораспределительных аппаратах достигается показатель /(,= 2,8 [ 11.
Расчёт требуемой производительности
приточных агрегатов начинают с тёплого периода года,
когда расчётные тешюизбытки имеют наибольшую
величину. Для традиционных схем смесительного воз-
духораспределения (см. рис. 1.1, а) в формуле (1.1)
температура ty = tH и должна отвечать условиям
теплового комфорта |2] или требованиям технологии
производства. Температура приточного воздуха tu
определяется рациональными способами
охлаждения приточного воздуха и условиями комфортности
поступления охлаждённого воздуха в рабочую зону.
В традиционных смесительных схемах
воздухораснределения рабочий перепад температур
^раГ>='в-'и=8-10°Г.
В схемах вытеснительной вентиляции рабочий
перепад температур по восприятию теплоизбытков может
быть значительно больше и вычисляется по формуле
At
раб
t — Г °С
(1.10)
С помощью применения эжекционных
смесительных воздухораспределителей комфортность
поступления охлаждённого приточного воздуха
может быть обеспечена при значительно более низких
tn. В теплый период года tB = 25°C и температура
приточного воздуха tn no условиям комфортности
воздухораспределения может быть принята равной
19°С. Из преобразованного выражения (1.9) можно
вычислить допустимую минимальную температуру
охлаждённого приточного наружного воздуха при
применении эжекционного смесительного
воздухораспределителя:
Vir'nO+K,;-^,',,. С.
(1.11)
Или для принятых значений гв= 25 °С и си= 19 °С но
(1.11) находим возможную минимальную
температуру приточного наружного воздуха:
'„.„.нии= 19-(1+2,8)-2,8-25 = 2,2 °С.
Охлаждение наружного воздуха до минимально
допустимой температуры £IUI.MIIII = 2°С энергетически
неэффективно и, как правило, не применяется.
Оценку и выбор энергетически рациональных
режимов приготовления при iочного воздуха удобно
проводить с помощью графического построения процессов
на диаграмме влажного воздуха. Подробное изложение
особенностей построения и пользования данной
диаграммой можно найти в различных литературных ис-
точниках(см., например, [4|). Принимаем, что
охлаждение приточного наружного воздуха в приточном
агрегате осуществляется от начального состояния (точка И):
tu = 28,5°C; du = 10 г/кг при расчётных параметрах
теплого периода года в г. Москве [2|. Как правило, влаговы-
деления в помещениях административных зданий
незначительны, они имеют место только от людей, и их
рационально поглощать количеством санитарной нормы
охлаждённого приточного наружного воздуха (процесс
ПН-У на рис. 1.2).
На рис. 1.2 штриховкой выделена область
комфортных параметров воздуха в рабочей зоне
административных и жилых зданий в тёплый период года [2].
Поглотительная способность саннормы охлаждённого
воздуха по восприятию влагоизбытков вычисляется из
выражения
А^раб
W,
вл.и лб
ра6 ~ L О
^п.н гп.н
., Г КГ.
(1.12)
Количество влагоизбытков WIL1>IItj6 , г/ч
вычисляется но известным методикам [4|. Применительно к
административным зданиям при tXi = 25 °С влаговыде-
ления от одного человека при работе средней тяжести
составляют 185 г/чел. ч. По саннормам на одного
человека подаётся Lnn = 60 м3/ч. Из (1.12) получим
Ad,
раб :
185
"bO 1,2
2,в г кг
Энергетически 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 г. Москве tn = 28,5°C; du = 10 г/кг;
температура точки росы £р и = 14°С. Это определяет
максимальное охлаждение при постоянном
влагосодержании 10 г/кг до tox= I 4,5°C. В
приточном вентиляторе и воздуховодах нагрев приточного
наружного воздуха составляет ГС, и тогда Г„ „=
= 15,5°С. Для обеспечения комфортного
поступления охлаждённого воздуха в рабочую зону
применим эжекционный смесительный
воздухораспределитель с коэффициентом эжекции Кл = 1 [1]. По
формуле (1.9) вычисляем температуру приточного
воздуха:
tn= 15,51++\25 =20,25 °С.

Преобразуем выражение (1.2) относительно
неизвестной температуры удаляемого воздуха tv:
tv=KL-(tB-tu)+turC. (1.13)
В работе [1J имеется графическая зависимость
показателя KL от отношения теплоизбытков, остающихся в
рабочей зоне, к общим теплопритокам. В современных
административных зданиях применяется большое число
служебных аппаратов, потребляющих энергию, которая
переходит в тепло, уносимое конвективными потоками
под потолок. По натурным наблюдениям, от общих теп-
лопритоков в административных помещениях в рабочей
зоне остается не более 40°о расчётных теплоизбытков.
При таких условиях по графику из [ 1) получаем KL = 2,2.
С помощью (1.13) вычисляем температуру удаляемого
воздуха:
ty= 2,2 • (25-20,25) + 20,25 = 30,7 "С.
Охлаждённый наружный воздух поступает в
помещение при dUH = 10 г/кг, а вычисленная ранее
поглотительная способность по удалению влагоизбытков
Лб/раб= 2,6 г/кг. Тогда влагосодержание удаляемого
воздуха будет таким:
dy = dnM + Л dVdC) = 10 + 2,6 = 12,6 г/кг
На рис. 1.2 в месте пересечения изотерм ty = 30,7°С и
влагосодержания dy = 12,6 г/кг находим параметры
удаляемого воздуха (точка У). Соединив прямой линией
точки ПН и У, получим луч процесса поглощения в
помещении постоянных тепло- и влаговыделений охлаждённым
при i очным наружным воздухом.
Пересечение прямой ПН-У с изотермой tB = 25°С
даёт точку В -параметры воздуха в рабочей зоне
помещения при комфортной влажности фв = 56%.Согласно
рис. 1.2, при подаче на одного человека в помещение
саннормы приточного наружного воздуха 60 м3/ч
воспринятые этим количеством приточного воздуха теп-
лоизбытки веячисляются по выражению (1.8):
От.
изб.п.н"
601,21(30,7- 15,5)
3,6
= 304 Вт.
В современном административном здании один
служащий, как правило, применяет для работы
компьютер, потребляющий до 200 Вт электроэнергии. При
tn = 25°C явные тепловыделения от одного человека
составляют при работе средней тяжести 70 Вт. Общие
постоянные тепловыделения на одного человека в
комнате таковы: 200 + 70 = 270 Вт/ч. Постоянные
тепловыделения энергетически рационально отводить
охлаждением £„.,,. М|1Н [1]. Оставшиеся в помещении теи-
лоизбытки определяются по формуле
>ст.и.*б.м.ох~~ >ст.и.}6 " >ст.и.*б.11.н ' ^т- \L-L^)
В зависимости от времени суток изменяются теи-
лопритоки в помещение от солнечной радиации и
трансмиссионные теплопритоки через наружные
ограждения, что рационально приравнивать к левой части
выражения (1.14). Это позволит в местном
воздухоохладителе осуществить охлаждение внутреннего воздуха
до температуры (процесс В-ОХм на рис. 1.2),
обеспечивающей отведение переменных по времени суток тепло-
/,кДж кг
Ф = 100°.
*р.н= 14
12,6 г кг
■• 10 г кг
d,r кг
Рис. 1.2. Режим охлаждения санитарной нормы приточного наружного воздуха и отведение тепло- и влаговыделений:
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 — смешение в воздухораспределителе охлажденного и внутреннего воздуха; В-ОХм — охлаждение внутреннего воздуха
в местном теплообменнике
7

избытков Q-г.изб.м.ох. Охладительная
производительность местного агрегата легко автоматически
регулируется, что позволяет изменять потребление
холода в каждом помещении (или обслуживаемой
зоне) в зависимости от 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 местные воздухоохладители,
называются местно-центральными. В работе 11] подробно
рассмотрены энергетические и экономические
преимущества местно-центральных систем по
сравнению с традиционными центральными системами
Для примера вычислим охладительную
способность приточного воздуха в количестве 60 м3/ч от
центрального агрегата, где наружный приточный
воздух охлаждён до tn = 17°C и подаётся сверху:
От.
изб.п.н"
601,21(25- 17)
3,6
160 Вт.
Для поглощения одинаковых теплоизбытков с
Q-г.изб.п.н = 304 Вт, как было вычислено для местно-
центральной системы, применение традиционной
системы требует следующего увеличения
производительности приточного агрегата:
L =
304 • 3,6
1,2-1 (25- 17)
= 114 м/ч.
Полученное значение больше санитарной нормы
наружного приточного воздуха в следующее количество раз:
114
60
= 1,9
Переменные по времени суток теплоиритоки
составляют не менее половины постоянных
тепловыделений, и для их отведения потребуется увеличение
производительности приточного агрегата в
традиционной центральной системе ещё в два раза. Общий
рост производительности приточного и вытяжного
агрегатов в традиционной центральной системе
будет не менее чем в четыре раза по сравнению с местно-
центральной'системой одинаковой способности по
поглощению расчётных 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
КЦКП разработки и производства фирмы «Веза» [5],
о чем подробно будет рассказано ниже.
1.3. ОСОБЕННОСТИ ВЫБОРА ОБОРУДОВАНИЯ И РЕЖИМОВ РАБОТЫ ПРИТОЧНО-ВЫТЯЖНЫХ
АГРЕГАТОВ В ХОЛОДНЫЙ ПЕРИОД ГОДА
В холодный период года на преобладающей части
территории России имеют место низкие отрицательные
расчётные температуры наружного воздуха [2J. В
традиционных центральных системах производительность по
воздуху Lu определяется для расчётных условий
тёплого периода года по выражению (1.1), и полученное
значение Ln значительно превышает минимально
требуемый расход 111Л1.МИН по саннормам [2]. Для сокращения
расхода тепла на нагрев приточного наружного воздуха
в холодный период года в традиционных центральных
системах прибегают к центральной рециркуляции. На
рис. 1.3 показано построение расчётного режима работы
традиционной центральной приточно-вытяжной
системы в холодный период года в климате г. Москвы при
tu= -26°C и du= 0,6 г/кг. Штриховкой выделены
возможные параметры воздуха в рабочей зоне помещения в
холодный период года [2]. Точкой В обозначены средние
комфортные условия для холодного периода:
£в = 20°С, фв = 35%, б/в = 5 г/кг. При tB = 20°С влаговыде-
ления от одного человека при работе средней тяжести
составляют 140 г/чел. ч. Восприятие влаговыделений
саннормой приточного наружного воздуха
д _ 140
А^ра6.п.н- б0 . t 23
= 1,9 г/кг.
Для поддержания в рабочей зоне помещения
комфортной влажности влагосодержание приточного
наружного воздуха должно быть увеличено до значения
4i.ii2 = 4 " ^раб.н.и =5-1,9-3,1 Г/КГ.
В целях недопущения выпадения конденсата при
смешении в приточном агрегате холодного наружного и
рециркуляционного воздуха на рис. 1.3 проведено
построение пунктиром и показано прохождение части
пунктирной линии В-Н правее кривой ф = 100% Это
свидетельствует о возможности конденсации водяных паров
из рециркуляционного воздуха при смешении с
холодным воздухом и замерзании конденсата на
конструктивных элементах камеры смешения.Чтобы избежать этого,
проводится предподогрев саннормы приточного
наружного воздуха до tnMx = 15°С при tUUM] = 5°С. Требуемое
влагосодержание приточного наружного воздуха
dnM2 = 3,1 г/кг (точка ПН2) достигается в
функциональном блоке орошаемого гигроскопического материала,
где обеспечивается протекание режима адиабатного
увлажнения саннормы приточного наружного воздуха.
Необходимая эффективность режима адиабатного ув-
тжнения вычисляется по выражению
Е„ =
п.н! мт.н.м!
(1.15)
Для рассматриваемого режима (см. рис. 1.3) из
(1.15) получим
15 -9
Еа = -
15-4
■ = 0.6.
Такое значение показателя Еа достигается на
оборудовании фирмы «Веза» [5].
Наружный подогретый и увлажнённый приточный
воздух с параметрами ПН2 смешивается в приточном
агрегате с рециркуляционным внутренним воздухом с
параметрами В. Температура смеси зависит от
количества и характеристик наружного и рециркуляционного
воздуха в смеси и вычисляется по формуле
8

^п.н ni.н2 ^в ^в
,°с.
(1.16)
Примем, что LIUI = 60 м3/ч и 1В = 60 • 3 = 180 м3/ч.
По (1.16) найдем температуру смеси:
tCM = (60 • 9 + 180 • 2) (60 + 180) = 17,25 С.
Точка смеси СМ находится в месте пересечения
изотермы tCM = 17,25 °С с прямой ПН2 - В. Приточный
воздух с параметрами СМ подводится к каждому
обслуживаемому помещению. На отводе к каждому
помещению устанавливается зональный воздухонагреватель,
через трубки которого проходит горячая вода от
центрального источника. Ее расход через зональный
воздухонагреватель регулируется по датчику, настроенному
на поддержание в рабочей зоне помещения tB = 20 ± ГС.
По результатам анализа режимов приготовления
приточного воздуха в тёплый и холодный периоды года
выбирается оборудование в составе приточного и
вытяжного агрегатов центральной традиционной системы
(рис. 1.4).
Создание приточного и вытяжного агрегатов но
требуемой технологии круглогодового приготовления
приточного воздуха рекомендуется осуществлять с
использованием отечественного оборудования
производства фирмы «Веза» [5].
В суровом климате России обеспечение
комфортных условий в помещениях требует установки по
периметру здания (как правило, под окнами)
нагревательных приборов 77 (см. рис. 1.4). Наибольшее
распространение получили системы отопления с подачей горячей
воды в нагревательные приборы от центральных
источников теплоснабжения. По рекомендациям СНиП [2] у
нагревательных приборов на трубопроводах подачи
горячей воды устанавливаются терморегуляторы. Наличие
/, кДж кг
Фв=35".
dB=5 r кг
dH=0,6 r кг
d ,г кг
Рис. 1.3 Режимы работы центральной приточно-вытяжной
системы с рециркуляцией:
Н-ГИ-Ц — нагрев саннормы наружного воздуха в
воздухонагревателе; ПНт-ПНг — адиабатное увлажнение наружного воздуха; ПН2-
СМ-В — смешение в приточном агрегате приготовленного
наружного и рециркуляционного внутреннего воздуха; СМ-П — возможный
регулируемый нагрев приточного воздуха в зональном нагревателе
каждого помещения; Н-В — пунктирная линия смеси, при которой
будет конденсация водяных паров
у нагревательных приборов /7терморегуляторов
позволяет находящимся в помещении людям задавать
желаемую температуру нагрева внутреннего воздуха.
Зональный подогреватель 10 на отводе
поступающего в помещение приточного воздуха может
настраиваться на поддержание в рабочей зоне помещения
минимально комфортного уровня температуры
внутреннего воздуха. Дальнейшее желаемое повышение
температуры воздуха в помещении будет обеспечиваться
индивидуальной настройкой терморегулятора
нагревательного прибора. В ночные часы, когда в
помещениях нет людей, приточпо-вытяжные агрегаты могут
останавливаться, а нагревательные приборы системы
отопления обеспечат режимы дежурного отопления
при более низких ttt.
В тёплый период года воздухоохладитель 6 в
приточном агрегате регулируется на поддержание
постоянной температуры охлаждённого воздуха Г()Х. При
выбранной температуре охлаждения в каждом
помещении от центральной системы обеспечивается
постоянный расчётный рабочий перепад температур (tu- tu),
гарантирующий отведение расчетных теилоизбытков
в каждом помещении.
Расчёты и наблюдения за функционированием
центральных систем в тёплый период года
показывают, что во время работы ириточно-вытяжных систем
теплопритоки в помещениях значительно
изменяются но времени суток. Наиболее значительны
изменения расчётных теилоизбытков в помещениях, где
окна выходят на южную и восточную стороны.
Воздействие солнечной радиации на остеклённые
ограждающие конструкции здания оказывает решающее
влияние на формирование теплового режима в
помещении. Для центральных ириточно-вытяжных систем
характерна подача приточным вентилятором 7 по
приточному воздуховоду 8 приточного воздуха с
одинаковой температурой охлаждения (например, tn=
= 17°С). В помещениях со значительными
поступлениями солнечной радиации доля этих теплонритоков
в расчётных теилоизбытках достигает 60%. Как
известно, интенсивность воздействия солнечной
радиации на окна с южной и западной сторон в течение
рабочего дня изменяется от 0 до 100%.
Наибольшая интенсивность воздействия
солнечной радиации в климате г. Москвы летом на окна
южной ориентации имеет место с 11 до 14 часов дня, а на
окна юго-восточной ориентации — утром в 10- 11 часов
и после полудня в 14 -15 часов [6]. В помещениях на
этих фасадах здания для поддержания температуры
воздуха на уровне теплового комфорта необходимо в
часы отсутствия воздействия солнечной радиации на
окна сократить охладительную способность приточного
воздуха более чем в два раза. В рассмотренном выше
примере рабочий перепад температур в тёплый период
года в традиционной центральной системе принят
Л£раб = 25 -17 = 8 °С. При снижении расчётных значений
От.,,.,*', на 60% ( нет солнечной радиации ) при
постоянном расходе приточного воздуха с температурой притока
tn= 17 °С в этих помещениях в рабочей зоне температура
воздуха понизится до tn = 2 ГС, что недопустимо по
условиям теплового комфорта в тёплый период года |2).
Для сохранения температуры воздуха в
помещениях, обслуживаемых от центральных приточпо -
вытяжных систем, на требуемом уровне теплового
комфорта применяются два метода регулирования:
9

Рис. 1.4. Характерный состав оборудования приточно-
вытяжных систем с рециркуляцией при традиционной
схеме организации воздухообмена «сверху вверх» и с
периметральной системой отопления здания:
I — воздушный клапан в камере забора наружного воздуха с
переменным количеством от Ц, н = Ц, летом до /-п.н.мин зимой; 2—
воздушный фильтр; 3 — воздухонагреватель для приточного наружного
воздуха; 4— секция адиабатного увлажнения; 5— смесительная
камера; 6— воздухоохладитель; 7— приточный вентилятор; 8—
приточный воздуховод для транспортирования /^; 9— отвод приточного
воздуха в каждое обслуживаемое помещение; 10— зональный
подогреватель приточного воздуха в каждом обслуживаемом помещении;
II — датчик контроля температуры воздуха tB в рабочей зоне
каждого обслуживаемого помещения, управляющий нагревом приточного
воздуха в зональном подогревателе; 12— вытяжка из каждого
обслуживаемого помещения; 13— вытяжной вентилятор; 14— выброс
удаляемого воздуха в атмосферу; 15— воздуховод рециркуляции;
16— обслуживаемое помещение; 17— нагревательный прибор
центральной системы отопления по периметру здания
1) качественное регулирование путём изменения
температуры приточного воздуха от его нагрева в
зональном подогревателе 10 по команде датчика 11
температуры воздуха tK в рабочей зоне помещения
(см. рис. 1.4). Такой метод регулирования нашёл
широкое применение в отечественной практике
проектирования центральных систем |7|. Серьёзным
недостатком метода использования зональных
подогревателей в тёплый период года является то, что
первоначально в воздухоохладителе 6 центрального
приточного агрегата затрачивается холод для снижения
температуры приточного воздуха до tox. Затем в
помещениях, где понизились расчётные теилоизбытки
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 гв;
2) количественное регулирование путём
сокращения расхода охлаждённого приточного воздуха,
поступающего в помещение со сниженными по
времени суток теилоизбытками при постоянной
температуре £„. 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 ttt. Регуляторы
расхода снабжаются специальными устройствами
обеспечивающими примерно одинаковое воздухора-
спределение в помещениях независимо от
сокращения расхода приточного воздуха. Такие регуляторы
дороги, требуют хорошей наладки и постоянного
обслуживания. Для сокращения расхода
электроэнергии на привод приточного и вытяжного
вентиляторов 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
электродвигателей привода рабочего колеса
приточного 7 и вытяжного 13 вентиляторов.
7.4. МЕСТНО-ЦЕНТРАЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ С РАСПОЛОЖЕНИЕМ В ПОМЕЩЕНИЯХ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ
ДОВОДЧИКОВ И НАГРЕВАТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ ПЕРИМЕТРАЛЬНЫХ СИСТЕМ ОТОПЛЕНИЯ
Вследствие активного влияния зарубежных
производящих и строящих фирм за последние годы
получили массовое применение местно-центральные
системы с установкой в помещениях вентиляторных
доводчиков (часто называемых «фен-коил»).
Зарубежным производителям вентиляторных доводчиков
весьма выгодна их поставка, так как через 8—10 лет
электровентиляторная группа исчерпывает свой
ресурс работы и необходима их замена. Стоимость
замены составит не менее 70% первоначальной цены,
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 подаётся горячая
вода. Расчётные теплопотери в зданиях на 80%
меньше расчётных теплопотерь для помещений в климате
России. Поэтому поломка вентиляторов или
неисправность их приводного электродвигателя приводит
к снижению теплопроизводительности агрегатов, но
её хватает для мягких климатических условий. В
отечественной практике из-за суровых зим на
вентиляторные агрегаты возлагаются только функции
охлаждения внутреннего воздуха, а для целей отопления
помещении здания применяются местные
нагревательные приборы периметральной системы отопления
с установкой отопительных приборов иод окнами.
Для подачи в помещения минимально требуемого
расхода наружного воздуха Lu
используется
отдельная приточная система. В работе |8] приводятся
данные об опыте последних лет по проектированию в
России систем кондиционирования офисных зданий.
Предпочтение отдается местно-центральным системам
с вентиляторными агрегатами (фен-коилами или
сплит-системами). При этом отмечается, что
применение вентиляторных агрегатов связано с существенным
недостатком — высокой скоростью движения воздуха и
недопустимо низкой (при охлаждении) температурой в
воздушной струе на выходе в обслуживаемую зону.
Поэтому при проектировании вентиляторные агрегаты
следует размещать в помещении таким образом, чтобы
в зоне непосредственного воздействия их приточных
струй не находились постоянные рабочие места.
Приведённая из работы [8] выдержка объясняет
то, что в отечественной практике основным является
подвесное положение вентиляторных доводчиков под
потолком помещения. Для охлаждения в
теплообменнике вентиляторного агрегата засасывается воздух из
10

верхней зоны помещения. Это делает энергетически
неэффективным 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.
На рис. 1.5,а показана конструктивная схема
вентиляторного доводчика, включающего декоративный кожух,
диаметральный или центробежный вентилятор с
непосредственным приводом от электродвигателя, число оборотов
которого может вручную устанавливаться в три
положения, что обеспечивает максимальную, среднюю или
низкую производительность по воздуху, и теплообменник,
соединяемый подающими и обратными трубопроводами с
центральным источником приготовления холодной воды.
На рис. 1.5,6, в показаны возможные схемы забора на
охлаждение внутреннего воздуха в верхней зоне и выпуск
в помещение охлаждённого 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 удаляться вытяжной
вентиляцией. Работа вентилятора 2 доводчика возвращает часть этих
вредностей с охлаждённым воздухом в рабочую зону
помещения, что значительно ухудшает
санитарно-гигиенические показатели работы системы.
,2 3
У////////////////
^яяяяяя*^
I
а)
б)
«)
Рис. 1.5. Вентиляторные доводчики (фен - коилы) и их
монтажное расположение при применении для охлаждения
внутреннего воздуха в климате России:
а) конструктивная схема: 1— декоративный кожух с заборными
и приточными решетками; 2— центробежный вентилятор; 3— тепло-
обменник,присоединяемый подающим и обратным трубопроводами к
центральному источнику снабжения холодной водой; б) подвесное
монтажное положение с забором внутреннего воздуха на охлаждение
через нижнее заборное отверстие в кожухе; в) подвесное монтажное
положение при заборе внутреннего воздуха с торцевой части кожуха;
г) внешний вид подвесных вентиляторных доводчиков
На рис. 1.6 представлен режим работы местно-цент-
ральной приточно-вытяжной системы в расчётных
условиях тёплого периода года. В центральном приточном
агрегате круглый год приготовляется минимально
необходимое по саннормам количество приточного наружного
воздуха iILH.MIIII для всех обслуживаемых помещений. В
тёплый период года в рабочей зоне помещения по
условиям теплового комфорта для людей могут
поддерживаться £в = 25°С и максимальная относительная
влажность фв = 60% при dB= 11,8 г/кг (точка В) [2]. В
климате г. Москвы в тёплый период года расчётное влагосодер-
жание наружного воздуха du = 10 г/кг.
Как было отмечено выше, энергетически наиболее
целесообразно охладить приточный наружный воздух
при постоянном влагосодержании du. В таком режиме
охлаждения поглотительная способность приточного
наружного воздуха по восприятию влаговыделений
в рассматриваемой системе составляет
Ad]ydC) = du - duu = 11,8 - 10 = 1,8 г/кг.
На одного работающего в офисном помещении
подаётся 60 м3/ч приготовленного наружного воздуха. При
работе средней тяжести при tH = 25°C один человек
выделяет 185 г/ч влаги. Для поддержания комфортных
условий по влажности воздуха в рабочей зоне приточный
наружный воздух должен обладать следующей
способностью но влагопоглощению:
Ас/,
^вл.изб
185
раб.н.н.р т р 60 • 1 2
Ln.n ки.н ои 1>*
= 2,6 ] КГ.
Этот расчёт показывает, что необходимо в
центральном приточном агрегате реализовать режим охлаждения
и осушения приточного наружного воздуха до влагосо-
держания
4i.ii = d* ' Иаб.п.н.р = 11,8-2,6 = 9,2 г/кг.
Принципиально возможно осуществлять осушение
воздуха в теплообменнике вентиляторного доводчика.
Это потребует подачи в теплообменник холодной воды с
температурой rtt. на 6—8°С ниже температуры точки
росы внутреннего воздуха tB[) = 16,5°С. Технически это
легко реализуется, но в конструкцию вентиляторного
доводчика должен быть добавлен поддон, который
необходимо соединить трубопроводом с канализацией для
отвода выпадающего при осушке воздуха конденсата. Эти
дополнительные условия для возможности
осуществления режимов осушки внутреннего воздуха в
вентиляторном доводчике труд новы полнимы, и предпочтение
отдаётся реализации режима охлаждения и осушения
(процесс Н-ОХ на рис. 1.6) в воздухоохладителе
центрального приточного агрегата.
В вентиляторе и приточных воздуховодах
приточный наружный воздух нагревается на ГС и с tnn = 15°C и
duu = 9,2 г/кг поступает в помещение. Луч процесса
поглощения тепло- и влаговыделений приточным
наружным воздухом отвечает режиму ПН-В. Охладительная
способность по явному теплу приточного наружного
воздуха, подаваемого по саннорме на одного человека,
согласно построению на рис. 1.6 такова:
- т.изб.п.н"
601,21425- 15)
3,6
: 200 Вт.
В теплообменнике вентиляторного доводчика
охлаждение при постоянном влагосодержании может
осуществляться до температуры £охм = 18 °С (см. рис. 1.6).
На один м3/ч производительности вентиляторного
агрегата возможно достижение следующей охладительной
способности:
*7 т.изб.п.н=
11,2 1(25- 18)
3,6
= 2,3 Втм^ ч.
Требуемая охладительная способность местного
вентиляторного доводчика вычисляется но формуле
>Ст.изб.м.вн _ >Ст.изб ~ >Ст.и.*б.п.н » ^Т* \L-li)
Необходимая производительность но воздуху
местного вентиляторного доводчика определяется
следующим образом:
г _ V т.изб.м.вн
^ т. изб. г
3
М Ч.
(1.18)
11

Поддержание комфортной температуры
воздуха в рабочей зоне помещения (н достигается
автоматическим регулированием работы местного
вентиляторного доводчика В холодный период
года tK= 20°C в помещении устанавливается с
помощью отопительных приборов центральной
периметральной системы отопления. Вентиляторные
доводчики в климате России, как правило, не
работают.
Поддержание комфортной относительной
влажности внутреннего воздуха на минимально допустимом
уровне ф|}.МП|1=30°о осуществляется соответствующим
приготовлением санитарной нормы приточного
наружного воздуха в приточном агрегате.
/, кДж кг
(I, Г KI
Рис. 1.6 Расчетный режим работы местно-центральной системы с вентиляторными
доводчиками в обслуживаемых помещениях:
Н-ОХ— охлаждение и осушение саннормы приточного наружного воздуха в воздухоохладителе
центрального приточного агрегата; OX-ПН— нагрев в вентиляторе и приточных воздуховодах; ПН-В—
поглощение тепло- и влаговыделений приготовленным приточным наружным воздухом; В-ОХм—
охлаждение внутреннего воздуха в теплообменнике местного вентиляторного доводчика; ОХм-В—
поглощение тепловыделений охлажденным в вентиляторном доводчике внутренним воздухом
1.5. МЕСТНО-ЦЕНТРАЛЬНАЯ СИСТЕМА С РАЗМЕЩЕНИЕМ В ПОМЕЩЕНИЯХ ДОВОДЧИКОВ
ЭЖЕКЦИОННОГО ТИПА
Местно-центральная система с размещением в
помещениях доводчиков эжекционно1 о типа ДЭ начали
применяться в нашей стране с 1964 г. Одна из наиболее
совершенных систем такого типа установлена в
административном здании в Москве на ул. Б. Дмитровка, 26
(здание ныне занимает Совет Федерации) и успешно
работает с 1983 г.
Конструктивная схема современного
отечественного доводчика типа ЧЭ.2.6.140/180 показана на
рис. 1.7. Доводчики эжекционные разработаны и
производятся отечественной фирмой «Омега НТО
(Московская обл., г. Королев). Цифра 2 в названии
типоразмера доводчика эжекционного (ДЭ) указывает
на наличие двух теплообменников, предназначеных для
применения в четырехтрубных схемах снабжения
горячей и холодной гзодой: присоединяются подающий
и обратный трубопроводы к переднему
теплообменнику, что создаёт независимый
двухтрубный контур циркуляции горячей воды
системы отопления здания; подающий и обратный
трубопроводы холодной воды присоединяются ко
второму теплообменнику. Наличие двух независимых
двухтрубных контуров циркуляции холодной и горячей
воды позволяет подавать холод в помещение
совместно с наличием солнечной радиации на окна
фасада здания, где создаются значительные
теилоизбытки, а в помещения на теневых фасадах, где
имеются теилоиотери, подавать горячую воду для
отопления. Особенно необходимы такие режимы
работы системы кондиционирования воздуха в
переходный период года при температурах наружного
воздуха от 0 до 12 °С. Цифра 6 в названии
соответствует диаметру сопла 6 мм (см. рис. 1.7) в
сопловом элементе. При паспортной
производительности но первичному (наружному) воздуху от
140 до 180 м*/ч, на что указывают конечные цифры в
названии ДЭ, скорость выхода первичного воздуха из
сопл обеспечивает малошумность ниже 30 дБ, и это
отвечает нормам спальных комнат.
Для обеспечения работы ДЭ к его камере
первичною воздуха 1 подводится гибкий отвод
диаметром 100 мм от приточного воздуховода
центрального приточного агрегата, в котором круглый
год приготовляется суммарное количество саннормы
наружного воздуха для всех обслуживаемых от этого
агрегата помещений. Теплообменники ДЭ трубо-
12

1260
1040
Рис. 1.7. Конструкция доводчика эжекционного ДЭ.2.6.140/180:
1 — камера первичного воздуха; 2 — сопловой элемент; 3 — камера смешения; 4 — теплообменник; 5 — патрубок;
б— задняя стенка; 7— боковые стенки; 8— заглушка; 9— хомут; 10— транспортная пробка; 11 — выходное сечение
проводами соединяются с центральными источниками
выработки холода и тепла. Для удешевления системы
применяются ДЭ с одним теплообменником
(см. рис. 1.7), соединённым по двухтрубной схеме с
воздухонагревателем и воздухоохладителем. В
холодный и переходный периоды года в
теплообменники ДЭ подаётся горячая вода. Подача к
помещениям холода обеспечивается подведением к
камере первичного воздуха Luu от центрального
агрегата приточного наружного воздуха с низкой
температурой (до tnMMHH = 8,6 °С).
Первичный воздух Luu выходит из сопл элементов 2
и эжектирует через оребрённые трубки теплообменника
внутренний воздух. Для конструкции ДЭ.2.6.140/180 в
испытаниях получен К} = 2,8 [ 1 ]. Поэтому температура
смеси приточного воздуха на выходе из сечения 11
вычисляется по формуле (1.9). Когда не подается
горячая вода в теплообменник ДЭ, в помещении в
холодный период года поддерживается комфортная
температура £в=21 °С, что свидетельствует об отсутствии
теплопотерь и наличии тепловыделений. В этом режиме
в помещение необходимо подводить холод путем выхода
через сопло первичного воздуха с tlu= 8,6 °С.
Температура притока в этом режиме но формуле (1.9)
будет следующей:
tu-
8,6 + 2,8- 21
1 +2,8
17,7 °С.
Градиент температур между приточным воздухом
и воздухом помещения
A*pa6e 21-17,7 =3,3 °С,
что соответствует комфортным условиям воздухо-
расиределения в холодный период года . Подача к ДЭ
приточного наружного воздуха с температурой
£пп=8,6 °С позволяет в холодный период года
экономить тепло на нагрев приточного воздуха в
центральном приточном агрегате и одновременно
располагать естественным источником холода в
каждом помещении для отведения внутренних
теплопритоков. На входе горячей воды в
теплообменник устанавливается терморегулирующий
клапан, обеспечивающий изменение расхода горячей
воды в теплообменнике ДЭ в зависимости от
постоянною уровня внутренней температуры.
При необходимости увеличения охладительной
способности ДЭ в его теплообменник подается
холодная вода путем соответствующего
переключения вентилей на трубопроводах у центральных
водонагревательных и водоохладительных
теплообмен пиков.
Отсутствие в ДЭ движущихся частей
(вентилятора и электродвигателя) делает этот аппарат
самым надежным в эксплуатации и простым в
обслуживании. В отечественной практике имеется
опыт 40-летней надежной работы отечественных ДЭ в
системах кондиционирования административных
зданий.
Современные административные здания строятся
со свободной планировкой внутренних помещений.
Поэтому системы ириточно-вытяжной вентиляции
должны эффективно работать и обслуживать все
помещения на этаже независимо от изменения мест
установки внутренних перегородок. В качестве
постоянного строительного элемента можно рассматривать
наружные окна, которые не перекрываются
меняющимися внутренними перегородками.
Для создания модульного принципа pa6oii>i в
здании ириточно-вытяжиых систем наиболее
подходят местно-центральные системы с ДЭ. На рис. 1.7
приведен пример встраивания ДЭ в подоконную нишу,
где местный аппарат одновременно выполняет
следующие функции: смесителя охлажденного
наружного Lnn и внутреннего Ln воздуха;
высокоэффективного отопительного агрегата,
обеспечивающего нагрев внутреннего воздуха при подаче к
теплообменнику горячей воды с температурой не
выше 45°С; дежурного отопления в ночные часы при
остановленных приточных и вытяжных агрегатах,
когда в помещениях нет людей; высокоэффективного
охлаждения внутреннего воздуха при подаче к
теплообменнику холодной воды;
воздухораспределителя с подачей приточного воздуха в рабочую зону
помещения при комфортном перепаде температур и
скорости воздуха в рабочей зоне. Перечисленные
функции не могут выполняться другими известными
конструкциями местных доводчиков. На рис. 1.8
показаны следующие конструктивные элементы:
1 — короткая поддонная плита, соединенная
13

с торца со щелью 7 шириной до 60 мм по всей длине
остекления, что обеспечивает засасывание в ДЭ
ниспадающих холодных потоков Ltt от остекления окна
и устраняет сквозняки от окна;
2 — доводчик эжекционный (ДЭ) с одним
теплообменником соединенным подающим и
обратным трубопроводами с центральным источником
приготовления горячей и холодной воды в здании;
3 — переходный патрубок, устанавливаемый по
выходному сечению ДЭ и соединенный с выходным
отверстием 4 в декоративной панели 5;
6 — боковые декоративные стенки ограждения.
1800
Рис. 1.8. Встраивание ДЭ. 1.6.140/180 в подоконную нишу
с подачей приточного воздуха в рабочую зону помещения
Обычно на площади строительного модуля
шириной 3,4 м и глубиной 6 м с окном шириной 1800 мм
размещаются 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
охлажденным приточным наружным воздухом, который в
рассматриваемый строительный модуль подается в
количестве
3 • 60 = 180 м6 ч.
постоянном влагосодержапии в расчетных условиях
теплого периода года можно достичь охлажденной
температуры tUH =15,5 °С (см. рис. 1.2) . В
теплообменнике ДЭ примем температуру охлажденного воздуха
^вдэ = 21 °С При подаче в рабочую зону от ДЭ (см.
рис. 1.8) температура приточного воздуха по формуле
(19) должна определяться с учетом охлаждения
внутреннего воздуха:
15,5+ 2,8- 21
1 + 2,8
= 19,6 °С.
Получим
ty= 2,2(25 - 19,6) +19,6 = 31,5 °С.
Воспринимаемое тепловыделение
QT= 180 1,2-1(31,5 - 15,5)/3,6 = 960 Вт.
Полученное значение больше постоянных
тепловыделений 800 Вт, и энергетически рационально
повысить температуру охлажденного приточного
наружного воздуха.
При £ПН=18°С (tBmOX =2 ГС) по формуле (1.9)
ПОЛУЧИМ
tn-
18+2,8- 21
1 + 2,8
Из (1.13) следует, что
= 20,2 °С.
ty = 2,2(25 - 20,2) + 20,2 = 30,8 °С.
Воспринимаемые тепловыделения составят
QT= 180 -1,2 1(30,8- 18) 3,6 = 768 Вт.
В теплый период года наибольшая величина
переменных теплопритоков через наружные
ограждения здания определяется проникающей через
остекление в помещение солнечной радиацией. В
рассматриваемом строительном модуле
административного здания имеется окно, и максимальные
переменные теплопритоки составляют 720 Вт.
Через теплообменник ДЭ проходит следующее
количество охлаждаемого внутреннего эжектируемого
воздуха:
ЬвДЭ= КэЬи.н= 2,8-180 = 504 м3 ч.
Влаговыделения от трех человек рационально
воспринимать приточным наружным воздухом. При
tB= 25 °С и работе средней тяжести один человек
выделяет 185 г/ч влаги. Для отведения влаговыде-
лений от трех человек удаляемый воздух должен
иметь следующее влагосодержание:
dy = dn.H +
WW изб
^н.н "п.н
= 10 + -
185-3
180- 1,2
12,6
г кг.
Для поглощения постоянных теплоизбытков
800 Вт в строительном модуле, охлажденном только
наружным воздухом, требуется обеспечить в
помещении следующее увеличение его температуры:
800 • 3,6
*п.н
= 13,3 X.
180- 1,2- 1
Как было показано выше, в климате Москвы при
14
Для обеспечения требуемой холодопроизво-
дительности теплообменника ДЭ на выходе из него
температура эжектируемого внутреннего воздуха
вычисляется по формуле
гвДЭ
_ 3,6 Qx дэ о£
Lb ДЭРв^р
(1.19)
Или для рассматриваемого строительного модуля
по формуле (1.19) найдем
^в дэ- 25 --
(720-3,6)
(504• 1,2 1)
= 20°С
Полученное значение близко к принятому выше
^вдэ~ 21 °С.
На рис. 1.9 представлены расчетные режимы в
теплый период года работы местно-центральной
системы с ДЭ. В воздухоохладителе центрального

/,кДж кг
г,°С
tv=30,8u
d, г кг
Рис. 1.9. Расчетный режим работы местно-центральной
системы с доводчиками эжекционными в обслуживаемых
модулях здания:
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
влаговьщелений приточным наружным воздухом по высоте помещения; В-
В.ДЭ — охлаждение внутреннего воздуха в теплообменнике доводчика
эжекционного; В.ДЭ-В — поглощение тепловьщелений в помещении
охлажденным внутренним воздухом; В.ДЭ-П-ПН — смешение в камере
смешения ДЭ охлажденного внутреннего эжектируемого и приточного
наружного воздуха; П-В — поглощение в рабочей зоне тепла и
влаговьщелений приточным от ДЭ воздухом; В-У — поглощение в верхней
зоне помещения тепла и влаговьщелений удаляемым вытяжным воздухом
приточного агрегата санитарная норма приточной)
наружного воздуха 11М| охлаждается при
постоянном влагосодержании до tox=17 °С. В вентиляторе и
приточных воздуховодах охлажденный воздух
нагревается до £н.н = 18 °С. В помещении должен
сохраняться воздушный баланс
^П.Н ^ ^у .
(1.20)
Поглощение влаговыделений происходит только or
восприятия влаги удаляемым воздухом. Поэтому в
месте пересечения dy = 12,6 г/кг и изотермы tv = 30,8 °С
находим ючку У, соединяем точки ПН и У прямой
линией, соответствующей лучу процесса
поглощения тепла и влаговыделений охлаждаемым
приточным наружным воздухом. В месте пере-сечения
ПН-У с изотермой гв = 25 °С находим точку В
которая имеет относительную влажность
внутреннего воздуха фв= 54%, что соответствует
комфортным параметрам воздуха в теплый период
года. В теплообменнике ДЭ охлаждается внутренний
эжекционный воздух, tBOX автоматически
регулируется от датчика контроля tn в помещении.
Благодаря этому нет перерасхода холода и всегда
обеспечивается комфортная температура притока tir
1.6. СРАВНИТЕЛЬНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ МЕСТНО-ЦЕНТРАЛЬНЫХ СИСТЕМ
Для реализации выбранного режима работы
местно-центральной системы с ДЭ (см. рис. 1.9) на
охлаждение санитарной нормы приточного наружного
воздуха количество затрачиваемого холода в
воздухоохладителе центрального приточного агрегата
вычисляется по формуле
>^х.п.н"
3,6
. Вт- (1.21)
Применительно к рассматриваемому
строительному модулю по формуле (1.21) получим
п 180 • 1,2 •!• (28,5 -17)
Ох.п.н = ЗДЗ = 69°
Второй составляющей расхода холода в смеси
является охлаждение внутреннего эжектируемого
воздуха в теплообменнике ДЭ, количество которого на
строительный модуль находится так:
_ ^в ДЭРвср( ^в" ^в ДЭ)
^х ДЭ"
3,6
, Вт. (1.22)
Для рассматриваемого строительного модуля по
формуле (1.22) получим
5041,21(25- 20,8)
^хДЭ"
3,6
= 705,6 Вт.
Общий расход холода на обеспечение требуемого
комфортного климата от работы местно-центральной
системы с ДЭ в рассматриваемом строительном
модуле состоит из следующих частей:
Ох.м ДЭ = £х.п.н + Ох ДЭ (1.23)
Или для рассматриваемого модуля по (1 23) получим
Qx м дэ= 690 + 705,6 = 1395,6 Вт.
Площадь обслуживаемого строительного модуля
в административном здании составляет
Fnn.3a= 6-3,4=20,4 м2
Для проведения оценки системы по удельным
показателям используются четыре величины :
удельный показатель по теплоизбыткам
«T.„36=^N^'Bl м2= (1-24)
^ПЛ.ЗД
удельный показатель затрат холода
Я<
= ^хзд , Вт м2; (1.25)
ох.сист рплт3л
удельный показатель затрат электроэнергии на
функционирование системы
п =__^сисг втч м2; (\ 9fn
1 пл.зд
удельный показатель затрат тепла
Я
От.
Т.СИСТ /7
сист , Втч м2 (1.27)
Д,ля построенного на рис. 1.9 режима работы
честно-центральной системы с ДЭ на строительный
модуль площадью 20,4 м2по формулам (1.24) и (1.25)
получим
1485,6 _0 Q _ 2
?т.иэб =—2(М—=72'8 ' Вт м;
1395,6 со , г, 2
=68,4 , Вт м .
20,4
15

Выше (см. рис. 1.6) установлены расчётные
режимы работы местно-центральной системы с
вентиляторными доводчиками. Принимаем условие,
чго в сравниваемом строительном модуле создание
комфортного микроклимата производится от работы
местно-центральной системы с вентиляторными
доводчиками но режиму рис. 1.6: QTAUi^ = 1485,6 Вт.
По данным рис. 1.6 определим расходы холода на
приготовление приточного наружного воздуха в
режиме его охлаждения и осушения но формуле
-^н.н Рп.н ^ mi * ох '
Vx.ii.h '
Из (1.28) получим
3,6
,Вт.
(1.28)
„ 180 1,2(54 - 35) ..,_ _
QXIIH= — = 1140 Вт.
Охлаждённый и осушенный приточный
наружный воздух воспринимает в помещении
следующее количество явных тепловыделений:
_ 180 1,2 (25-15) _пп
0т.изб.н.н= ЗД5 = 600 Вт-
Для отведения оставшихся тепловыделений
путём охлаждения внутреннего воздуха в
вентиляторном доводчике необходимо затратить
следующее количество холода:
0хвн = 0т.изб-0т.и3б.п.н= 1485,6-600 = 885,6 Вт.
Общий расход холода на работу местно-
центральной системы с вентиляторными доводчиками
на охлаждение и вентиляцию строительного модуля
составляет
0х.с.вн = 0х.„.н+0х.в„= 1140 + 885,6 = 2025,6 Вт.
Перерасход холода в местно-центральной системе
с вентиляторными доводчиками по сравнению с
системой с ДЭ вычисляется по формуле
^х.с.вн \Jx.c ДЭ
Qx.c ДЭ
100 , °о. (1.29)
Или для анализируемого примера в соответствии
с (1.29) получим
2025,6- 1395,6
1395,6
100 = 45 °о.
На выработку холода на центральной
холодильной станции затрачивается электроэнергия
на работу холодильных агрегатов и насосов,
транспортирующих холодную воду к
воздухоохладителям центральных приточных агрегатов и к
теплообменникам местных доводчиков. Расход
электроэнергии на получение холода в системах
кондиционирования удобно оценивать через
показатель энергетической эффективности получения
холода на один кВт-ч затраченной электроэнергии,
который для сравниваемых систем может быть принят
n,x=2,4[lj
На рассматриваемом строительном модуле в
местно-центральной системе с вентиляторными
доводчиками затрачивается на холодоснабжение
следующее количество электроэнергии:
Ох.с.вн 2025,6
^зл.
2,4
= 844 Вт.
В местно-центральной системе с ДЭ затраты
электроэнергии на холодоснабжение составляют
Qx.c-дэ . 1395,6
'эл.х.с ДЭ
Л,.х
2,4
= 581,5 Вт.
Для транспортировки первичного воздуха в
количестве 180 м3/ч к ДЭ в помещение доля затрат
электроэнергии приточного вентилятора составляет
птии= 94 Вт, а для работы вытяжного агрегата доля
затрачиваемой электроэнергии на строительный
модуль пшу= 47 Вт 111.
В местно-центральной системе с вентиляторными
доводчиками затраты электроэнергии приточного
вентилятора центрального агрегата ппиии= 78 Вт,
но избавляются затраты электроэнергии на привод
вентилятора местного доводчика: wIJII>B= 60 Вт. Общая
затрата электроэнергии на работу местно-
центральной системы с ДЭ в расчётных условиях
тёплого периода года на рассматриваемый
строительный модуль составляет
ZNC дэ= 581,5 + 94 + 47 = 722,5 Вт.
По формуле (1.26) вычисляем удельный
показатель расхода электроэнергии в
рассматриваемой системе:
722,5
'эл.с ДЭ
20.
= 35,4 Вт м2.
Для местно-центральной системы с
вентиляторными доводчиками общие затраты
электроэнергии на рассматриваемый строительный
модуль составляют
1Д/Гсвн= 844 + 78 + 47 + 60 = 1029 Вт.
Удельный показатель расхода электроэнергии
составит
1029
*эл.с вк 20,4
^ 50,4 Вт м2.
Вычислим процент увеличения расхода
электроэнергии на функционирование в расчётных условиях
тёплого периода года местно-центральной системы с
векторными доводчиками по сравнению с системой с ДЭ:
50,4 - 35,4
35,4
100 = 42 °о.
Проведённый расчёт указывает на значительные
энергетические преимущества местно-центральной
системы с ДЭ. Оценим стоимость оборудования
системами для рассматриваемого строительного
модуля административного здания.
Для местно-центральной системы с ДЭ
характерны следующие затраты на местное
оборудование:
стоимость доводчика ДЭ 1.2. 140/180 — 300 уе.;
стоимость декоративного ограждения
у подоконной ниши — 90 у.е.;
16

стоимость вытяжной решётки — 8 у.е.
Итого: 398 у.е.
Для местно-центральной системы с
вентиляторными доводчиками имеем такие затраты на
местное оборудование:
стоимость вентиляторного доводчика — 380 у.е.;
стоимость нагревательного прибора с
терморегулятором — 100 у.е.;
стоимость вытяжной решётки — 8 у.е.
Итого: 488 у.е.
Долевая стоимость оборудования центральных
систем, обслуживающих модули в тёплый период
года, состоит из следующих величин Удельная
стоимость холодильных установок средней
мощности составляет порядка 400 у.е./кВтч
холода. Стоимость доли холодильной станции для
местно-центральной системы с ДЭ определяется
так:
Кхс Дэ= 400 • 1,396 = 558,4 у.е.
сравниваемых системах может рассматриваться
одинаковой и подлежит уточнению в дальнейшем при
рассмотрении конструкций агрегатов фирмы «Веза».
Оценим сравниваемые местно-центральные
системы по стоимости местного оборудования и
холодильной станции.
Для местно-центральной системы с ДЭ
КсДЭ= 398+558,4=956,4 у.е. Удельный показатель
стоимости КсДэ= 956,4/20,4=46,9 у.е./м2.
Для местно-центральной системы с
вентиляторными доводчиками
Кс вн=488 + 810>4 = 1298,4 у.е;
1298,4
К
с вн= 20,4 = 63,65 У'е-/м •
Местное оборудование системы с
вентиляторными доводчиками и периметральной системой
отопления по сравнению с системой с ДЭ дороже на
Стоимость доли холодильной станции для
местно-центральной системы с вентиляторными
доводчиками
КхсВЕ= 400-2,026 = 810,4 у.е.
Стоимость центральных приточно-вытяжных,
приточных и вытяжных воздуховодов и агрегатов в
1298,4 - 956,4
956,4
■ 100 = 36 %.
Проведённый анализ указывает на значительные
энергетические и экономические преимущества
местно-центральных систем с ДЭ. По аналогичной
методике могут сравниваться между собой и другие
варианты систем кондиционирования воздуха.
7.7. ОСОБЕННОСТИ РЕЖИМОВ РАБОТЫ МЕСТНО-ЦЕНТРАЛЬНЫХ СИСТЕМ В ХОЛОДНЫЙ
ПЕРИОД ГОДА
В холодный период года в сравниваемых местно-
центральных системах приточные и вытяжные
агрегаты имеют одинаковую производительность по
приточному наружному и удаляемому воздуху
£п.н.мин= ^у MV4- Однако в технологии приготовления
приточного воздуха и методах обеспечения требуемых
параметров внутреннего воздуха имеются
значительные различия.
На рис.1.10 представлен расчётный режим работы
местно-центральной системы с вентиляторными
доводчиками и местными нагревательными приборами
периметральной системы отопления. В холодный период
года вентиляторные доводчики не работают. В рабочей
зоне помещения поддерживается комфортная
температура £В=20°С, что обеспечивается
регулированием теплоотдачи нагревательного прибора,
установленного под окном строительного модуля.
Процесс В-От отвечает нагреву внутреннего воздуха в
нагреваемом приборе. Тепловые конвективные потоки от
нагревательного прибора поднимаются вдоль остекления
окна, и под потолком создаётся тепловая подушка.
Санитарная норма 1п нмин=180м3/ч поступает в верхнюю
зону помещения. Воздушные восходящие струи
собирают под потолком тепловые потоки, водяные пары
и газы. С приточной струёй эти выделения возвращаются
в рабочую зону помещения, и происходит выравнивание
температуры по высоте (перемешивающая вентиляция).
Возвращение в рабочую зону части вредностей
подлежащих удалению с вытяжным воздухом 1у,
значительно ухудшает санитарно-гигиенические
характеристики этой системы вентиляции.
1, кДж
пн1
=16 Дж/кг
*„2=-9,5"
dB=4,\ г/кг
^п.н2=3,1 г кг
</„=0,6 г/кг d, г кг
Рис. 1.10. Расчётный режим работы местно-
центральной системы с вентиляторными доводчиками и
периметральной системой отопления:
В-От — нагрев в системе отопления в помещении; Нг-ПН! —
нагрев наружного воздуха в калорифере приточного
центрального агрегата; ПНтПНг — адиабатное увлажнение в
центральном агрегате; ПН2-ПН3 — нагрев в калорифере второго
подогрева; ПН3-В — восприятие тепло- и влаговыделений в
помещении; V\A-V\2 — нагрев приточного наружного воздуха в
теплоотдающем теплообменнике установки утилизации
теплоты вытяжного воздуха
17

На рис.1.10 точка В соответствует комфортной
температуре £В=20°С, относительной влажности
фВШ1П=30% и влагосодержанию dB= 4,1 г/кг. От трёх
человек, находящихся в строительном модуле при
работе средней тяжести, выделяется 105 Вт/чел.-ч
явного тепла и 140 г/чел.*ч влаги. Общие тепло- и
влаговыделения в рассматриваемом строительном
модуле составляют
Ог.иэб.л= 3 105 = 315 Вт;
^вл.изб.л= 3 • 140 = 420 г ч.
На 1кг приточного наружного воздуха должно
поглощаться следующее количество влаги,
вычисляемое по формуле (1.12):
Ad^= 180 2U2 =1'91 Г КГ"
Для поглощения этих влаговыделений
приготовленный приточный воздух должен иметь
влагосодержание
</пн= 4,1 - 1,91 =2,19 г/кг.
В расчетных условиях холодного периода года в
Москве tH= -26°C и б/и=0,6 г/кг. Это показывает, что в
приточном агрегате необходимо увеличить влажность
приточного наружного воздуха. Для реализации этого
процесса рационально использовать блок адиабатного
увлажнения с орошаемой насадкой с ^=0,6.
Первоначально в приточном агрегате наружный
воздух нагревается до £пн1=16°С (точка UHX) с
температурой по мокрому термометру £М.11Л,1=4,ГС. Из
преобразованного выражения (1.15) вычислим
достигаемую температуру tnn2 в режиме адиабатного
увлажнения при Еа=0,6:
tu.n2=tn.Hi-Ea(tnrtMnHl)=\6 - 0,6(16 - 4,0=8,8°.
На рис.1.10 на линии f„.Hi=16 кДж/кг в месте
пересечения с изотермой tuu2=8,80C находим точку
ПН2 с влагосодержанием б/пи2=3,1 г/кг. Вычисляем
достигаемое влагосодержание внутреннего воздуха в
этом режиме:
dB=dUM2^dpa6=3,\ + 1,91=4,92 г/кг.
В месте пересечения с изотермой £В=20°С находим
новую точку В при фв=34%, что отвечает комфортному
уровню [2]. В холодный период года в верхнюю зону
помещения можно подавать саннорму приточного
наружного воздуха с рабочим перепадом до 6°С. Тогда
температура приточного воздуха
'п.нЗ='п.н2 + 6=8,6 + 6=14,6°
Для нагрева до £п п3=14,6°С в приточном агрегате
необходимо иметь калорифер второго подогрева. При
температуре £ии3=14,60С приточный наружный воздух
может воспринять следующее количество
тепловыделений в модуле служебного помещения:
0т.изб.ас- ^ ' • (130)
Или для рассматриваемого примера но формуле
(1.29) получим
,л 180 1,22-1 (20-14,6)
^т.изб.ас" 3 6 -03U ВТ
Только от трёх работающих людей
тепловыделения в помещении модуля определены в 315 Вт.
Кроме этого, до 450 Вт тепловыделений появляется от
работы персональной служебной техники.
В работе [1] показано, что в солнечные дни зимой
при попадании солнечной радиации на окна в
служебных помещениях имеет место преобладание
теплопритоков над трансмиссионными
теплопотерями через наружные ограждения. В этих
режимах терморегулятор у нагревательного прибора
полностью перекроет поступления горячей воды, а
недостаточная охладительная способность
приточного наружного воздуха обусловит повышение
tB выше нормируемого комфортного уровня в
холодный период года. Следовательно, в калорифере
второго подогрева будет перерасходоваться тепло, так
как его работа не может быть автоматизирована от
контроля температуры во mhoihx обслуживаемых
строительных модулях, часть из которых находится в
это время на теневом фасаде и не имеет
теплоизбытков.
В целях снижения расхода тепла на нагрев
приточного наружного воздуха в современных
приточно-вытяжных системах обязательным является
применение оборудования для утилизации теплоты
вытяжного воздуха Lv на нагрев приючного
наружного воздуха. В климате России с длительным
периодом низких отрицательных температур
наружного воздуха наиболее энергетически
целесообразно применять установки утилизации с
насосной циркуляцией промежуточного
теплоносителя-антифриза Ga(j} [1]. Для извлечения
теплоты вытяжного воздуха в вытяжном агрегате
после фильтра устанавливается теплообменник с
поддоном, обеспечивающий извлечение теплоты из
вытяжного воздуха с теплоизвлекающим
теплообменом в режиме охлаждения и осушения
вытяжного выбросного воздуха до конечной
температуры не ниже £у2=+3°С. Методика расчёта
установок утилизации подробно изложена в работе
[1|. Отеплённый в теплоизвлекаюшем
теплообменнике антифриз с температурой £а(|}1, обычно
равной 4 -6°С, от работы насоса по соединительным
трубопроводам подаётся по противоточной схеме в
теплообменник, смонтированный в приточном
агрегате первым после фильтра.
Теплотехническую эффективность режима
утилизации теплоты вытяжного воздуха оценивают
показатели отношения температур:
В климате России рационально численное
значение показателя 6,у принимать равным 0,36- 0,38.
Из преобразованного выражения (1.30) вычисляется
18

неизвестная температура приточного наружного
воздуха. Для рассматриваемого на рис. 1.10 режима
температура tu2 вычисляется по формуле
17 18
K.\J
tii2~^ty+^ty\'tH\ )+tn\ » С.
(1.32)
Или для исследуемого примера в климате
Москвы из (1.32) получим
*н2=0,36-(20 + 26)-26=-9,5 °
Для данного строительного модуля расход тепла
на нагрев приточного наружного воздуха вычисляется
по следующим формулам:
нагрев теплом вытяжного воздуха в установке
утилизации в приточном и вытяжном агрегатах
0т.у.п.и=1п.нРп.иср('и2-^|1) 3>6 =LyPy(/yl Ar2>; Вт-(1.33)
нагрев горячей водой в калорифере первого
подогрева в приточном агрегате
0Ti=Ai.HPii.Hcp<^i.nr*H2> 3>б > Вт; (1.34)
нагрев горячей водой в калорифере второго
подогрева в приточном агрегате
0т1=£п.нРп.нср('п.нЗ - *п.„2> 3,6 , Вт. (1.35)
Для рис. 1.10 применительно к рассматриваемому
строительному модулю по перечисленным выше
формулам получим
0т.у.п.н=18О-1,32-1-(-9,5 + 26) 3,6= 1098 Вт;
QTl= 180*1,241(16 + 9,5) 3,6=1581 Вт;
Qj2= 1801,21 1(14,6 - 8,8) 3,6 = 351 Вт
Общий расход теплоты горячей воды в
калориферах первого и второго подогрева составляет
Qt1 + Qt2= 1581+351 = 1932 Вт.
Удельный расход тепла на цели вентиляции
рассматриваемого строительного модуля, согласно (1.27),
?т.«
1932 0/ _ D 2
~~- 94,7 Вт м .
20,4
Без применения установки утилизации удельный
расход
1932 + 1089
^т.сист
20,4
= 148 Вт mz.
Благодаря применению установки утилизации в
расчётных условиях холодного периода года удаётся
снизи 1 ь расход тепла от центрального источника:
О +gT7o 100,%* (1-36)
Ут1 +^т2 + Ут.у.п.н V '
т.е. для рассматриваемого модуля, согласно (1.36),
1089
^чф»*аф2
^аф.2мин— О
^ЙЩ^Н
'- II.Н.МИН
1932+1089
• 100 = 36 %.
Рис.1.11. Принципиальная схема местно-центральной
системы с вентиляторными доводчиками и периметральной
системой отопления:
1 — воздушный многостворчатый клапан для отключения от
наружного воздуха при остановленном приточном вентиляторе; 2 —
воздушный карманный фильтр; 3 — теплоотдающий теплообменник
установки утилизации; 4— калорифер первого подогрева; 5— секция
адиабатного увлажнения; 6 — воздухоохладитель и осушитель с
наличием поддона и сепаратора; 7 — калорифер второго подогрева;
8— приточный вентилятор; 9— магистральный приточный воздуховод;
10 — отводы приточного воздуха LpH в помещение здания; 11 —
приточная решетка; /2—местный вентиляторный агрегат; 73—вытяжная
решетка; 14 — нагревательный прибор с терморегулятором,
смонтированный под окном помещения; 15— всасывающие отводы из
каждого помещения для удаления /_у; 16 — вытяжной магистральный
воздуховод; 17— воздушный фильтр; 18 — теплоизвлекающий
теплообменник установки утилизации с поддоном для удаления в
канализацию сконденсированной влаги; 19 — вытяжной вентилятор;
20 — воздуховод выброса удаляемого воздуха 1^ в атмосферу; 21 —
подающие и обратные трубопроводы; 22— насос; 23—
расширительный сосуд; 24 — автоматический клапан
На рис.1.11 представлена принципиальная схема
местно-центральной системы с вентиляторными
доводчиками и нагревательными приборами
периметральной системы отопления в помещении. В
состав приточного и вытяжного агрегатов включена
установка утилизации теплоты вытяжного воздуха на
нагрев приточного наружного воздуха.
Теплоизвлекающий 18 и теплоотдающий 3
теплообменники установки утилизации соединены
подающими и обратными трубопроводами 21
циркуляции от работы насоса 22 антифриза Слф. Для
компенсации объёмных расширений антифриза при
изменениях температуры применяется герметичный
расширительный сосуд 23. На перемычке между
подающими и обратными трубопроводами 21
смонтирован автоматический клапан 24, управляемый
отдатчика контроля минимально возможной температуры
охлаждённого антифриза £аф2.\шн=~60С, что
обеспечивает защиту от замерзания выпадающего на
поверхности теплоизвлекающего теплообменника 18
конденсата при охлаждении и осушении удаляемого
воздуха Ly [1].
На рис. 1.12 приведен расчётный режим работы
местно-центральной системы с ДЭ. В рабочей зоне
помещения поддерживается температура 2(ГС и
относительная влажность срв= 34%, что анологично
построению на рис.1.10. Для поглощения влаговыде-
лений от трёх работающих людей в рассматриваемом
строительном модуле влагосодержание приточного
19

воздуха сохраняем duu2=3,l г/кг. Нагрев приточного
наружного воздуха осуществляем в две ступени:
НГН2 — в теплоотдающем теплообменнике установки
утилизации; H2-nHt — в калорифере первого
подогрева до £пи1=16°С. В режиме адиабатного увлажнения
(процесс ПН1-ПН2) получаем температуру t„ н2=8,8°С.
/, кДж/кг
ПН,
Н,
Н,
'в.т ДЭ^б^Л7 дэ Фв=34°о
Ф=100°о
^м.п.н1=4.1;
/пн1=16кДж кг
d =4,92 г
ь
<н1- 26
dHi=0,6 г кг
d, г/кг
Рис. 1.12. Расчётный режим работы местно-центральной
системы с ДЭ и режим наличия теплоизбытков в модуле
помещения:
В-ВтДэ — нагрев в теплообменнике ДЭ в режиме отсутствия
тепловыделений в помещении; НГН2 — нагрев приточного наружного
воздуха в установке утилизации; Н^-ПН! — нагрев наружного воздуха в
калорифере первого подогрева; ПНГПН2 — адиабатное увлажнение в
орошаемом слое в центральном агрегате; ПН2-П-В-У —процесс
поглощения тепло- и влагоизбытков при наличии в помещении
теплоизбытков; ПН2-П-ВтдЭ — процесс компенсации теплопотерь в помещении
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 tu н2=8,8°С и
внутренний эжектируемый воздух с £В=20°С. По формуле (1.9)
вычисляем температуру смеси, которая является
одновременно температурой притока tu от ДЭ и
поступает в рабочую зон) помещения (см. рис. 1.8):
8,8+20-2,8
1 + 2,8
= 17,05 °С.
Это обеспечивает комфортное поступление
приточного воздуха в рабочую зону, поэтому отпадает
необходимость в калорифере второго подогрева в
центральном приточном агрегате.
Параметры приточного воздуха от ДЭ в данном
режиме находятся на прямой В-ПН2 в месте
пересечения с изотермой £П=17,05°С (точка П). Как
было показано выше подача приточного воздуха в
рабочую зону будет обеспечивать вытеснение под
потолком помещения всех вредностей в форме тепло-
и влаговыделений, газов и запахов. Для холодного
периода года показатель /CL=1,8. По формуле (1.13)
вычисляем температуру удаляемого воздуха:
ty= 1,8(20-17,05)+17,05 = 22,4 °С.
В месте пересечения продолжения прямой В-ПН2
с изотермой £у=22,4° находим точку У.
В административных зданиях в ночные часы мри
отсутствии людей приточно-вытяжные системы
выключаются. Теплопотери через наружные
ограждения компенсируются нагревом внутреннего
воздуха в теплообменнике ДЭ в режиме естественною
конвективного нагрева. Это показывает, что наличие
ДЭ под окном здания обеспечивает режим дежурного
отопления и выполняет роль периметральной
отопительной системы.
В утренние часы, обычно за один час до
прихода людей на работу, приточные и вытяжные
агрегаты включаются в работу. Это даёт
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 остановленном служебном
оборудовании на теплообменник ДЭ приходится
наибольшая расчётная нагрузка по нагреву
эжектируемого внутреннего воздуха. Требуемая
температура нагрева эжектируемого воздуха в
теплообменнике ДЭ вычисляется по формуле
Ч.тДЭ" о С L лъ
Квср^в ДЭ
+ ;В,°С. (1.37)
Примем теплопотери через наружные oi раждения
рассматриваемого строительного модуля (2ТЛЮТ=480 Вт.
Количество тепла на дофев первичного причочного
воздуха вычисляется по формуле
От.п.н = ^п.нРп.н^рив-^п.н2)/3,6 ,Вт. (1.38)
Для рассматриваемого модуля при режиме
приготовления первичного воздуха (см. рис. 1.12) по
формуле (1.38) получим
Qt.h.h= 1801,211(20-8,8)/3,б = 678 Вт.
Вычисляем температуру нагрева в
теплообменнике ДЭ эжектируемого воздуха:
(480 + 678) -3,6 , on 0-Qor
'в.тдэ= 180-2,8-1,21 +20=26'9 С'
На выходе из ДЭ приточный воздух будет иметь
температуру
8,8 + 2,8 • 26,9
tu =
1 +2,£
- = 22 °С.
На рис. 1.12 пунктиром показан режим работы
системы без наличия в помещении модуля людей и
работающего служебного оборудования. На прямой
линии ВтДЭ-ПН2 при пересечении с изотермой £П=22°С
находятся параметры приточного от ДЭ воздуха.
В начале рабочего дня в помещении от людей и
служебного оборудования выделяется тепло, которое для
холодного периода года выше оценено так: 315+450=765 Вт.
Это полностью покрывает трансмиссионные
теплопотери и создаёт тепловыделения 765-480=285 Вт.
20

Тепловая нагрузка на теплообменник ДЭ будет
определяться необходимостью повышения температуры
приточного наружного воздуха до £В=20°С, т. е. для
рассматриваемого режима при QT.IL1I=678 QT „ „=678-285=393 Вт.
Тогда требуемый нагрев эжектируемого воздуха в
теплообменнике ДЭ по формуле (1.37) составит
^в.тДЭ :
393-3,6
180-2,81,2 1
+ 20 = 23,3 °С.
При появлении в дневные часы солнца и его
воздействии на окна в модуле помещения будут
образовываться значительные теплоизбытки.
Терморегулятор у теплообменника ДЭ перекроет
подачу горячей воды. В помещении приточный
наружный воздух может воспринять следующее
количество теплоизбытков:
г т.изб.п.н
1801,221(22,4-8,8) 3,6 = 830 Вт.
Проведённый расчёт показывает, что принятый
режим работы местно-центральной системы с ДЭ
рационально использует естественный холод
наружного воздуха для поглощения теплоизбытков в
помещении, не допуская перегрева помещения и,
соответственно, перерасхода тепла.
В представленном на рис. 1.12 режиме подготовки
приточного наружного воздуха затрачивается
следующее количество тепла. По формуле (1.32)
вычисляем температуру после теплоотдающего
теплообменника установки утилизации:
tH2= 0,36(22,4+ 26)-26 =-8,6 °С.
Исходя из (1.33) определяем количество тепла на
нагрев приточного наружного воздуха:
От.у.п.н= 1801,321(-8,б + 2б) 3,6=1148 Вт
Расход теплоты горячей воды в калорифере
первого подогрева находим в соответствии с (1.34):
QTl= 1801,241(16 + 8.6)/3,6 = 1525 Вт.
первого подогрева; 5— секция адиабатного увлажнения;
в— воздухоохладитель для режимов охлаждения при
постоянном влагосодержании в тёплый период года; 7—
приточный вентилятор. Приточной вентилятор 7
соединён магистральным приточным воздуховодом 8, от
которого имеются отводы 9 соединяемые через гибкий
патрубок 10 диаметром 100 мм с камерой первичного
воздуха доводчика эжекторного 11. Теплообменник 12
доводчика эжекторного 11 соединён подающими и
обратными трубопроводами 13 с центральными
источниками снабжения горячей и холодной водой.
Под потолком помещения установлены
вытяжные решетки 14, соединённые отводами 15 с
магистральным воздуховодом 16, который присоединён к
вытяжному агрегату, включающему следующие
функциональные блоки: 17— фильтр грубой очистки
вытяжного воздуха; 18- - теплоизвлекающий
теплообменник установки утилизации; 19 - вытяжной
вентилятор.
Выходной патрубок вытяжного вентилятора 19
соединён с выбросным воздуховодом 20, служащим
для удаления в атмосферу вытяжного воздуха Lv.
Оаф.*аф2
'аф.Ьшн Ь
5 4 |Гз 2 1
.ГП П Pof [^ ЦТ /mi.ii.
£Н®НУ-1Н1~
Удельный расход тепла на цели вентиляции
<7т.<
1525 _, _, /2
-2^ = 74,«Bt/m.
Снижение расхода тепла на приготовление
приточного наружного воздуха при работе системы в
рабочем режиме составляет
1148
1525+1148
• 100°о = 43 V
На рис. 1.13 представлена принципиальная схема
местно-центральной системы с ДЭ и показано
необходимое технологическое оборудование в составе
приточных и вытяжных агрегатов
В приточном агрегате по ходу санитарной нормы
приточного наружного воздуха Ьпишш установлено
следующее оборудование: 1— многостворчатый
воздушный клапан с электрическим приводом; 2—
карманный воздушный фильтр; 3— теплоотдающий
теплообменник установки утилизации; 4— калорифер
Рис. 1.13. Принципиальная схема местно-центральной
системы с доводчиками эжекционными
Теплоизвлекающий 18 и теплоотдающий 3
теплообменники установки утилизации соединены
подающими и обратными трубопроводами 21, по которым от
работы насоса 22 циркулирует антифриз Ga(j,. На
перемычке между подающими и оорашыми
трубопроводами установлен автоматический клапан 23,
имеющий импульсную связь с датчиком контроля
минимально возможной температуры охлаждённого в
теплообменнике 3 антифриза. Испытаниями
установлено [1J, что при температурах охлаждённого
антифриза меньше £аф2мнн=~60 наоребрённой
поверхности теплоизвлекающего теплообменника 18
появляются отрицательные температуры, что приводит
к замерзанию выпадающего при охлаждении и
осушении удаляемого воздуха конденсата.
Выпадающий конденсат собирается в поддоне 24
и отводится в канализацию.
21

Сравнение принципиальных схем двух местни-
цеитральных систем и состава оборудования в их
приточных и вытяжных агрегатах, представленных на
рис.1.11 и 1.13, показывает, что они примерно
одинаковы. Это дает возможность сделать вывод
о том, что при одинаковой производительности по
В основу построения универсального ряда
положено использование различного сочетания
фронтального сечения модуля ячеек воздушных фильтров
610x610 и его половины 305x610. На базе набора
модульных ячеек установлены фронтальные размеры
воздухоироточной части функциональных блоков
создаваемых приточных и вытяжных агрегатов.
Рекомендуемые диапазоны но воздуху
создаваемых агрегатов регламентируются допустимыми
значениями скоростей воздушного потока во фронтальном
сечении применяемого типоразмера модуля.
На рис. 1.15 показаны рекомендуемые диапазоны
производитель!юстей но воздуху приточных и
вытяжных агрегатов, создаваемых на базе технологических
блоков определенного типоразмера модуля КЦКП. При
ограниченности площадей для размещения агрегатов на
базе блоков КЦКП возможны скорости воздуха во
фронтальных сечениях модулей до 4,5 м/с. Однако это
приводит к повышенному аэродинамическому
сопротивлению при прохождении воздуха через
конструктивные технологические блоки. Следовательно,
потребуется увеличение числа оборотов рабочих колес
вентиляторов. Это приводит к повышенному расходу
электроэнергии и усилению шума от работы вентилятора.
22
приточному LIUI.MIIII и вытяжному Ly воздуху стоимость
приточных агрегатов будет близкой.
Действительная стоимость приточных и
вытяжных агрегатов в различных системах будет
показана ниже, при рассмотрении оборудования
фирмы «Веза».
Для устранения повышенного шума от работы
вентилятора приходится устанавливать шумоглушители,
которые требу ют дополнительной площади иод их
размещение и увеличивают стоимость систем. Возросшее
аэродинамическое сопротивление агрегата и сети
обусловливает больший расход электроэнергии на привод
вентиляторов. Учитывая современную тенденцию к
увеличению стоимости энергоносителей и требования
но снижению их расхода, целесообразно проводить
оценку возможности перехода на применение
приточных и вытяжных агрегатов при оптимальных или даже
пониженных скоростях воздуха во фронтальном
сечении технологических блоков. Это позволит сократить
стоимость используемых глушителей или отказаться от
них совсем. Снижение требуемого напора вентилятора
позволит сократить расходы электроэнергии на работу
приточно-вы гяжных агрегатов.
Практика показывает, что оборудование фирмы
«Веза» может работать не менее 20 лет. За этот срок
эксплуатации систем вентиляции и кондиционирования
снижение расхода электроэнергии па привод
вентиляторов благодаря принятию в проекте блоков с
оптимальной или пониженной скоростью воздуха (см. рис. 1.15),
позволит получить значительный экономический
1.8. РАЗРАБОТКИ ФИРМЫ «ВЕЗА» ПО УНИВЕРСАЛЬНОМУ ОБОРУДОВАНИЮ ДЛЯ СОЗДАНИЯ
ПРИТОЧНЫХ И ВЫТЯЖНЫХ АГРЕГАТОВ РАЗЛИЧНЫХ СИСТЕМ ВЕНТИЛЯЦИИ И
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
При анализе выражения (1.1) было показано, что работала функциональные универсальные блоки на кои-
ироизводительность систем вентиляции и кондициони- диционеры центральные (при точные агрегаты) каркасно-
рования воздуха должна быть в диапазоне значительных панельные (КЦКП). Различные по воздухопроиз-
изменеиий расходов приточного и вытяжного воздуха. водительности агрегаты созданы на базе универсального
Фирма «Веза» /утя выполнения этого требования раз- типоразмерного ряда, представленного на рис. 1.14.
Исходные модули:
КЦКП-1.6 КЦКП-3.15
ilD SD
610 1x1
3051x0,5
та
610 0,5x1
I cm
610 0,25x1
610
610
КЦКП-5 КЦКП-6.3 КЦКП-8-1 КЦКП-8-2 КЦКП-10
КЦКП-12.5 КЦКП-16 КЦКП-20
m а| 1 1 АГ~1 I см L_LJ £H
ипз ш ш\ *1ЕВ та та ш\ Ьш г1та
+—► < ► * ► < ► < ► < ► <« ► 4 ► < ►
КЦКП-25
915 1220 1525 1220 1220 1220 1526 1830 1830
КЦКП-50 КЦКП-63 КЦКП-80 КЦКП-100
КЦКП-31.5 КЦКП-40
< ►
< ►
KL
1526
1КП-8
►
0
•< ►
1830
2135
2135
2440
3050
3660
Рис. 1.14. Типоразмерный ряд агрегатов КЦКП фирмы «Веза», позволяющий создавать приточные и вытяжные агрегаты на
номинальную производительность по воздуху от 1,6 до 100 тыс. м3/ч (производительность соответствует цифровому обозначению
в условной индексации: например, КЦКП-40 — агрегат номинальной производительности 40 тыс. м3/ч)

i—г
КЦКП-1.6
4 6 8 10
II \ \ \ \\
КЦКП-3.15
КЦКП-5
КЦКП-6.3
КЦКП-8
Производительность по воздуху, тыс. м/ч
20 40 60 80 100
КЦКП-10
КЦКП-12.5
КЦКП-16
КЦКП-20
КЦКП-25
Область работы при
\ ограниченных скоростях
Область оптимальной работы
\ ^^^ Область допустимой
КЦКП - XX
работы
1,5 2,0 3,5 4,5
Средняя скорость воздуха в кондиционере, м/с
Рис. 1.15. Рабочие диапазоны расходов воздуха для различных типоразмеров приточных и вытяжных агрегатов из
технологических блоков КЦКП,достигаемые изменением скорости воздуха по фронтальному сечению блоков
эффект от уменьшения оплаты за потребляемую
электроэнергию. Приточные и вытяжные агрегаты на базе блоков
КЦКП могут создаваться но различным
технологическим схемам приготовления воздуха. Это возможно
благодаря производству и поставкам фирмой «Веза» большого
набора функциональных технологических блок-секций,
техническое назначение которых оговорено в табл. 1.1. В
зависимости от принятой производительности но
воздуху создаваемых приточных и вытяжных агрегатов на базе
блок-секций КЦКП изменяются размеры агрегатов.
Габаритные размеры функциональных блоков КЦКП
представлены в табл. 1.2. Собирая функциональные блоки
КЦКП в требуемой последовательности, определяемой
установленными режимами круглогодового
приготовления приточного воздуха и обработки вытяжного воздуха,
создают необходимые приточные и вытяжные агрегаты.
Выбор технологической последовательности сборки
функциональных блоков КЦКП обусловлен принятым в
проекте круглогодовым режимом обработки приточного
и вытяжного воздуха. По выбранному составу и
последовательности функциональных блоков фирма «Веза»
осуществляет поставки приточных и вытяжных
агрегатов. Выбору состава приточных и вытяжных агрегатов
должна предшествовать сравнительная проектная
проработка различных вариантов систем вентиляции и
кондиционирования воздуха. Предпочтение следует отдавать
варианту системы с пониженными расходами энергии
на их круглогодовое функционирование. Выше был
проведен сравнительный анализ возможных систем
кондиционирования воздуха и вентиляции на примере
их применения для обслуживания помещений
многокомнатного административного здания. Строительные
особенности и назначение здания оказывают решающее
влияние на выбор рациональной схемы
кондиционирования и вентиляции, а следовательно, и на состав и
последовательность сборки функциональных блоков
КЦКП в составе приточных и вытяжных агрегатов.
По назначению системы кондиционирования и
вентиляции подразделяются па три вида:
технологические, технологически комфортные, комфортные.
Технологические системы имеют назначение
поддерживать внутренние параметры воздуха в помещениях
или камерах, только руководствуясь требованиями
технологии, без учета комфортности воздушной сре-
1ы для людей. Люди не должны постоянно
находиться в технологическом помещении (или камере).
Примером технологической системы
кондиционирования может служить приточно-вытяжная установка,
обслуживающая камеру сушки окрашенных изделий
или материалов. Температура и влажность
подаваемого в сушилку воздуха диктуются только
требованиями технологии и режимов сушки. Люди в
процессе сушки не находятся в камере. Исходя из заданных
параметров приточного воздуха выбираются
функциональные блок-секции КЦКП в составе
приточного агрегата. Выбор вытяжного агрегата обусловлен
требованиями защиты окружающей среды.
Функциональные блок-секции КЦКП и дополнительные
элементы должны обеспечить очистку вытяжного
воздуха от паров и частиц краски по требованиям
норм. Дополнительные элементы к системам
вентиляции могут изготавливаться и поставляться фирмой
«Веза» по особой договоренности с заказчиком.
Технологически комфортные системы
кондиционирования и вентиляции применяются в помещениях
где необходимо поддерживать требуемые для
технологии параметры воздуха в зоне работы
технологического оборудования, при котором постоянно находятся
люди. Поэтому параметры воздуха в рабочей зоне цеха
должны быть на уровне допустимых параметров для
теплового комфорта людей [2|.
Характерным примером применения
технологически комфортных систем кондиционирования являются
цеха предприятий текстильной промышленности.
23

Таблица 1.1
ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ФУНКЦИИ БЛОК-СЕКЦИЙ
Наименование и условное обозначение
Блок вентилятора
Передняя панель с одним
вертикальным клапаном
Блоки приемно-смесительные
Блок фильтров
С одним вертикальным
клапаном
С одним горизонтальным
клапаном
С двумя клапанами
С тремя клапанами
Грубой очистки
ячейковый и карманный до G4
Грубой и тонкой очистки
карманный до F9
Блок воздухонагревателя
Блок воздухоохладителя
(с сепаратором
и поддоном)
Блок воздухоохладителя с
непосредственным испарением
(с сепаратором и поддоном)
Блоки теплоутилизации
Блоки увлажнения
На теплообменниках
Пластинчатый,
рекуперативный
Вращающийся,
регенеративный
Форсуночного
орошения
Сотового увлажнения
Парового увлажнения
Блок шумоглушения
Блок-камера
промежуточная
ш
ч
и
G
а
гпгч
IIIIIIIIIIMII
"тП
и
Illllllllllll
гс 1
1
а
J Ь^
в
к
щштттттг]
1
а
з
ZA
PJ
1
м i
R
li
xL\
3
и
□
Назначение
Перемещение воздуха в
кондиционере и подача в
обслуживаемые помещения
Для приема и
регулирования объема наружного
воздуха
Прием, регулирование
объема и распределение
по живому сечению
кондиционера наружного
и рециркуляционного
воздуха
Очистка воздуха
Нагрев воздуха
Охлаждение и осушение
воздуха, сепарация и удаление
капельной влаги
(при необходимости)
Совместная работа с
холодильной машиной
Утилизация тепла
Тепловлажностная
обработка воздуха
Снижение
аэродинамического шума
Формирование потока воздуха,
в т.ч. его поворота (при
необходимости) и техническое
обслуживание соседних секций
Примечание
Устанавливается на
любой блок, расположенный
первым в наборе
кондиционера
Возможна их
последовательная совмещенная
или разнесенная
установка
Теплоноситель: горячая вода,
пар, электроэнергия
Хладоноситель: холодная
вода, хладагенты
Хладоноситель: фреон
Промежуточный
теплоноситель
Повысительный насос
монтируется вне кондиционера
Циркуляционный насос
смонтирован внутри блока
Парогенератор
монтируется вне кондиционера
Устанавливаются как на
выходе воздуха из кондиционера,
так и на входе
24

Т а б л и ц а 1.2
ГАБАРИТНЫЕ РАЗМЕРЫ ФУНКЦИОНАЛЬНЫХ БЛОКОВ
Типоразмер
Ширина,мм
Высота, мм
Длина,мм
Блок вентилятора КQ/I
Передняя панель с г~|
одним вертикальным Г
клапаном к-|
Блоки приемно-смесительные
m
О
о.
!в
с;
■е-
S
о
5
с одним Ч
клапаном | |
с одним
клапаном 1 1
с двумя «-Г|
клапанами Ч 1
с тремя
клапанами 1
^пгч
Грубой Щ |
очистки в
ячейковый EU3 Ш 1
Грубой и тонкой
очистки
карманный
EU-4, EU-8
Блок
воздухонагревателя
в|
ш
Блок воздухо- |.—7н)
охладителя с /1
сепаратором и 1/ 111
поддоном 1' >ql
1
S
о
с;
ш
«
S
X
0)
X
3
1
S
о
с;
ш
ПЧ1-Н
М м 1
На теплообме
171
У4-11
иниках
Пластинчатый
Блок-камера
орошения
■<н
FU.4
Блок сотового
увлажнения |
Блок
шумоглушения
щ
|ЕШД|
Блок-камера 1
1.6
700
450
800
3.15
700
800
1000
5
1000
800
1000
6.3
1300
800
1250
8-1
1600
800
1250
8-2
1300
1015
1500
10
1300
1090
1500
12.5
1300
1400
1500
16
1600
1400
2000
20
1900
1400
2050
25
1900
1700
2250
31.5
1900
2000
2250
40
2200
2000
2450
50
2300
2600
2850
63
2600
2600
2850
80
3200
2600
3500
100
3800
2600
3500
125
425
425
425
850
260
700
1000
320
660
760
750
425
425
425
850
260
700
1000
320
660
760
750
425
425
425
850
260
700
1000
320
660
760
1000
425
425
425
850
260
700
1000
320
660
760
1000
425
425
425
850
260
700
1000
320
660
760
1000
525
525
525
1050
260
700
1000
320
660
760
1000
1060
1060
1060
1060
1060
1060
565
565
565
1130
300
740
1040
360
700
800
1000
665
665
665
1130
300
740
1040
360
700
800
1250
665
665
665
1130
300
740
1040
360
700
800
1500
665
665
665
1130
300
740
1040
360
700
800
765
765
765
1530
300
740
1040
360
700
800
865
865
865
1730
300
740
1040
360
700
800
1105
1105
1105
1730
340
780
1080
400
740
840
1105
1105
1105
2210
340
780
1080
400
740
840
1105
1105
1105
2210
340
780
1080
400
740
840
1105
1105
1105
2210
340
780
1080
400
740
840
1105
1105
1105
2210
340
780
1080
400
740
840
Определяется исходными данными заказчика
1600
1100
1100
1100
1100
1100
1800
1100
1100
2000
1340
1340
1340
1340
500 1100 1500 2000
По размерам соответствующих приемо-смесительных блоков
Представленная на рис. 1.4 принципиальная схема
оборудования в приточном и вытяжном агрегатах
вполне соответствует набору для центральной системы
кондиционирования с зональными подогревателями
для промышленных цехов значительных размеров.
В случае применения центральной системы
кондиционирования для обслуживания цехов предприятий
текстильной промышленности, где решающим
параметром качественного ведения технологических процессов
является относительная влажность воздуха в рабочей
зоне, в помещениях дополнительно устанавливаются
местные доувлажняющие устройства, работающие но
датчику контроля относительной влажности воздуха в
рабочей зоне. Приточные и вытяжные агрегаты,
собираемые на базе функциональных блоков КЦКП, могут
отвечать технологической схеме обработки воздуха,
представленной на рис. 1.4. Учитывая современные
требования всемерной экономии топливно-энергетических
ресурсов, схему рис. 1.4 неооходимо дополнить
оборудованием для утилизации теплоты выбросного воздуха в
вытяжном агрегате, также создаваемым на базе
функциональных блоков КЦКП.
На рис. 1.16 представлен набор функциональных
блоков для создания приточного и вытяжного
агрегатов центральной системы кондиционирования с
рециркуляцией воздуха и утилизацией теплоты воздуха
для нагрева санитарной нормы приточного наружного
воздуха. Выше (см. рис. 1.3) был показан процесс
нагрева санитарной нормы наружного воздуха в
приточном агрегате только в калорифере первого подогрева
(процесс H-nHj). В предлагаемой на рис. 1.16 схеме
приточного агрегата для экономии тепла в
калорифере первого подогрева применен тенлоотдающий
теплообменник, связанный трубопроводами для
насосной циркуляции антифриза через теилоизвлека-
ющий теплообменник, устанавливаемый в
вытяжном агрегате в секции выброса удаляемого воздуха
в атмосферу (после блока с двумя
многостворчатыми клапанами для регулирования поступления
вытяжного воздуха на рециркуляцию). Температура
нагрева приточного наружного воздуха в
калорифере первого подогрева и последующее его
адиабатное увлажнение в системах технологически
комфортного кондиционирования, как правило,
должны быть значительно более эффективными, чем на
диаграмме рис. 1.3. Данные требования
объясняются тем, что в производственных помещениях типа
текстильных предприятий необходимо круглый год
поддерживать высокую относительную влажность
внутреннего воздуха на уровне 60—70°,,.
25

TT^I
и
0
К
^J
Ф
i
и
в
^
©
©
Рис. 1.16. Центральные приточный и вытяжной агрегаты на
базе функциональных блоков КЦКП для центральной системы
кондиционирования воздуха с рециркуляцией и утилизацией
теплоты выбросного воздуха
Рис. 1.17. Центральные приточный и вытяжной агрегаты на
базе функциональных блоков КЦКП для
местно-центральной системы кондиционирования воздуха с
вентиляторными доводчиками и местными нагревательными приборами
в помещениях многокомнатных зданий
На схеме центральной системы кондиционирования
(см. рис. 1.4) показано наличие зональных
подогревателей на отводах приточного воздуха. Как правило,
промышленные цеха имеют значительные размеры и от одного
приточного агрегата обслуживаются довольно большие
площади цеха Поэтому в системе кондиционирования
от одного приточного агрегата следует предусмотреть
наличие в цехе нескольких отводов в зоны обслуживания.
На этих отводах устанавливаются зональные
подогреватели, в качестве которых рационально использовать
калориферы ВНВ 243 различной воздушной и тепловой
производительности, выпускаемые фирмой «Веза» [9].
Поддержание относительной влажности воздуха в
зонах производственного помещения осуществляется
адиабатным увлажнением приточного воздуха в
приточном агрегате с эффективностью Еа не менее 0,9 и
дополнительным применением местных доувлажните-
лей, устанавливаемых непосредственно в каждой зоне
цеха и регулируемых по уровню требуемой влажности
внутреннего воздуха.
Комфортные системы кондиционирования
предназначены для круглогодового поддержания в
обитаемой зоне общественных и жилых зданий
воздушной среды на уровне теплового комфорта для
людей [2]. На рис. 1.6 были показаны особенности
круглогодовых режимов работы
местно-центральной системы кондиционирования воздуха с
вентиляторными доводчиками.
С помощью рис. 1.9 проведен анализ режимов
работы местни-центральной системы
кондиционирования воздуха (СКВ) с установкой под окнами
доводчиков эжекционных. Благодаря подаче
приготовленной в центральном кондиционере
санитарной нормы приточного воздуха
непосредственно в рабочую зону и вытяжке воздуха иод
потолком удается до 40% повысить охладительную
способность приточного воздуха без увеличения
мощности холодильных станций. Дополнительные
преимущества этих СКВ заключаются в создании в
рабочей зоне благоприятных воздушных параметров
без загрязнения рабочей зоны от возврата вредностей
с приточным воздухом, подаваемым из верхней зоны
помещения. Отсутствие в ДЭ движущихся частей
создает повышенную надежность, малошумность и
долговечность их качественной работы в составе СКВ.
На рис. 1.17 представлена схема сборки
функциональных блоков КЦКП для создания приточного и
вытяжного агрегатов местно-центральной системы с
вентиляторными доводчиками и местными
нагревательными приборами. Вентиляторные доводчики и местные
нагревательные приборы могут входить в комплектную
поставку оборудования для создания системы
кондиционирования. Согласно рис. 1.6, в расчетных условиях
теплого периода года приточный наружный воздух
необходимо охлаждать и ocyuiaib. Поэтому в сопав
приточного агрегата включен функциональный блок
воздухоохладителя с поддоном и сепаратором для удержания
и сбора выпадающей при осушке влаги.
В расчетных условиях холодного периода года
кроме нагрева приточного наружного воздуха в теилоотда-
ющем теплообменнике установки утилизации и
калорифере первого подогрева после адиабатного увлажнения
в орошаемом слое необходимо догревать приточный
воздух в калорифере второго подогрева (см. рис. 1.17).
В местно-центральной СКВ с ДЭ догрев
приточного воздуха осуществляется но условиям
формирования теплового режима в каждом помещении,
что позволяет экономить тепло и обеспечивать
возможность обитателям комнат выбирать температуру
воздуха в рабочей зоне tB с учетом индивидуального
восприятия теплового комфорта.
Проведенный анализ показал энергетическую
целесообразность отказа от калорифера второго
подогрева в центральном приточном агрегате.
Отличительными особенностями сборки
функциональных блоков в центральном приточном
агрегате для местно-центральной системы с ДЭ но
сравнению со схемой приточного агрегата рис. 1.17
является отсутствие калорифера второго подогрева
и применение блока воздухоохладителя без
поддона и сепаратора.
Представленная на рис. 1.17 схема сборки
функциональных блоков позволяет оценить стоимость
26

создаваемых на базе блоков КЦКП приточных
и вытяжных агрегатов. При одинаковой
производительности по приточному LUUMUU и удаляемому Iv
воздуху стоимости центральных приточных и
вытяжных агрегатов в местно-центральных
сравнительных системах можно принять
одинаковыми Такое допущение позволяет проводить
оценку энергетической и экономической
эффективности сравниваемых систем по удельным
показателям для характерного строительного модуля.
1.9. ОСОБЕННОСТИ ОФОРМЛЕНИЯ ЗАКАЗА НА ОБОРУДОВАНИЕ ФИРМЫ «ВЕЗА»ДЛЯ СОЗДАНИЯ
ПРИТОЧНЫХ И ВЫТЯЖНЫХ АГРЕГАТОВ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ И ВЕНТИЛЯЦИИ
Выбор технологической схемы приготовления
приточного воздуха и обработки вытяжного воздуха
осуществляется проектантом систем и согласуется с
техническими требованиями заказчика. По
результатам отыскания проектантом рациональной и
экономичной схемы систем выбираются круглогодовые
режимы приготовления приточного воздуха и
обработки вытяжного воздуха. При выборе
технологических схем систем обязательно должны выполняться
современные требования по снижению расходов
тепла и электроэнергии [10]. В работе [1] показано, что
наименьшие энергетические затраты достигаются
при применении приточных и вытяжных агрегатов
на минимально требуемый расход приточного
наружного воздуха Lh.h.mmh > Lv. Некоторые
предложения по нахождению рационального и
энергоэффективного режима круглогодовой работы систем
кондиционирования воздуха и вентиляции в
зависимости от их назначения и типа обслуживаемого здания
будут представлены далее в гл. 4.
Для реализации выбранных проектантами
режимов круглогодового функционирования систем
необходимо определить рациональную
производительность по воздуху функциональных блоков
КЦКП и выбрать энергетически эффективные
режимы их работы. Все эти требования заносятся
проектантом в Опросный лист фирмы «Веза» (рис. 1.18).
От правильного заполнения Опросного листа
зависят энергетические, экономические и
эксплуатационные показатели работы приточных и вытяжных
агрегатов, собранных фирмой «Веза» по этому
заказу из функциональных блоков КЦКП. Для
обоснованного выбора режимов работы функциональных
блоков КЦКП необходимо знать конструктивные
особенности и режимы работы данного
оборудования. Рекомендации по этим вопросам будут
приведены в гл. 2. Они помогут найти
рациональные режимы применения функциональных блоков
КЦКП в различных системах кондиционирования
и вентиляции. По результатам принятых проектных
решений заказчиком-проектантом заполняется
Опросный лист, и но заданным в нем параметрам
специалисты фирмы «Веза» выбирают
конструктивные решения функциональных блоков ,
создаваемых для конкретного проекта приточных и
вытяжных агрегатов.
К сожалению, проверка ряда Опросных листов
но величинам задаваемых проектантами
параметров работы функциональных блоков показала, что
проектантами не принимаются энергетически
рациональные режимы работы важнейших узлов, из
которых создаются приточные и вытяжные агрегаты.
Эти недостатки могут быть объяснены
недостаточной информированностью об особенностях выбора
рациональных режимов применения
функциональных блоков КЦКП в составе систем
кондиционирования и вентиляции. В гл. 2 будет восполнен пробел
в области этой информации применительно к
конструкциям функциональных блоков КЦКП.
Для подбора оборудования применяются
разработанные «Везой» компьютерные программы:
«КЦКП» - для расчета кондиционеров
центральных и компактных, «CuAl» — для расчета медно-
алюминиевых теплообменников.
27

Опросный лист на КЦКП
(отправлять в тех. отдел фирмы «Веза», факс: 926-9902
Контактное лицо: _л„ ,^„„„.
Организация:
Регион (город):
Е-
Ш
mail:
СТА:
Состав кондиционера
Вход воздуха
(ненужное зачеркнуть)
Блок вентилятора
Блоки
фильтров
Грубой очистки
ячейковый G3
Грубой и тонкой
очистки карманный
G4...F8
Блок воздухонагревателя
Блок воздухоохладителя с
сепаратором и поддоном
Блоки
теплоутилизации
Блоки увлажнения
На теплообменниках
Пластинчатый
Вращающийся
Блок-камера
орошения
Блок сотового
увлажнения
Блок парового
увлажнения
1 Блок шумоглушения
1 Блок-камера промежуточная
1 Сторона обслуживания
1 Дополнительные сведения
Технические характеристики
W
"Л
М п Гибкая
J вставка на
I 1 Ч 1 клапане
Расход воздуха, м3/ч
Свободное давление, Па
Ориентация
выхода
Класс
Класс
воздуха, °С
^вх—
^ВЫХ
Температура
теплоносителя, °С
*вх—
^ВЫХ-
Параметры воздуха
^вх— *вых—
du= dy -=
Тип
хладагента
%
содержание
Температура воздуха °С
Т =
Т =
1 вытяж

Производительность, кВт
(не обязательно)

Относительная
влажность,
%

Производительность,
кВт
Относительная влажность, %
"вытяж-
Коэффициент адиабатической
эффективности
Температура воздуха °С
^кон-
Мощность, кВт
Р =
'эл.уст.
Комплектация
Абсолютная влажность %
"нач—
"кон-
Паропроизводительность кг/ч
Mriapa-
Длина 500 1000 1500 2000
Длина
Примечание
Оговорить, если
электрический
1 СХЕМА КОНДИЦИОНЕРА (ПРИТОЧНОЙ КАМЕРЫ) 1
Подпись_
_(расшифровка подписи)_
Примечание
Ответственность за заполнение Опросного листа несет заказчик.
28
Рис. 1.18. Опросный лист для заказа КЦКП

Глава 2
Описание конструкций функциональных
блоков КЦКП и рекомендации по
выбору режимов их работы
2.1. ТЕПЛООБМЕННИКИ ДЛЯ НАГРЕВА ВОЗДУХА В СИСТЕМАХ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ И ВЕНТИЛЯЦИИ
В суровом климате холодных зим в России
теплообменники для нагрева воздуха являются наиболее
характерными аппаратами в составе приточных
агрегатов систем вентиляции и кондиционирования воздуха.
В качестве источника теплоты чаще всего
применяется горячая вода, поступающая от централизованных
источников ТЭЦ или районных котельных. В
последние годы в отечественной практике строительства
получили широкое применение местные котельные
агрегаты, что особенно характерно для односемейных
домов (коттеджей). Используются и крышиые
котельные с потреблением газового топлива.
Теплообменники для нагрева воздуха часто
называют калориферами. По трубкам калориферов
проходит горячая вода, а со стороны наружной поверхности
движется воздушный поток, обусловливаемый
работой вентиля юров или эжекторов. Эффеюивносгь
теплоотдачи со стороны потока горячей воды стенке
трубы значительно выше, чем теплоотдача от наружной
поверхности к потоку воздуха [11 —13]. Для
интенсификации теплоотдачи со стороны наружной
поверхности трубы применяется конструктивный метод
развития наружной поверхности теплоотдачи к воздуху
путем наружного оребрения трубок.
При расчете теплообменников для нагрева
воздуха необходимо располагать опытными зависимостями
для нахождения коэффициентов теплопередачи через
оребренные поверхности. Механизм переноса в
теплообменниках-воздухонагревателях обусловливается
градиентом температур между горячей водой twn
движущейся по трубкам, и потоком воздуха tn,
проходящим со стороны оребрения трубок. Рассмотрим
закономерности протекания режимов нагрева воздуха
через оребренную поверхность.
Рис. 2.1. Характер распределения температур в воздухона-
гревающем теплообменнике при теплопередаче от
горячей воды twr через разделяющую оребренную со стороны
воздуха трубку теплообменника
На рис. 2.1 представлена схема распределения
температур при передаче тепла от потока горячей воды
с температурой tUT через стенку трубки с внутренней
поверхности Fnu к движущемуся со стороны оребрен-
ной поверхности Fu потоку воздуха с температурой /.
Подводимый от горячей воды к внутренней
поверхности Fmi стенки трубки тепловой поток
определяется уравнением
(2.1)
В условиях стационарного теплового режима
аналогичное количество тепла будет передано через поверхность
разделительной стенки Fmi путем теплопроводности:
Ог^ви-ТгСт! *г2>. ВТ.
(2.2)
Чем выше теплопроводность материала стенки
трубки X (Вт/°Ом) и меньше толщина трубки 8 (м),
тем меньше будет перепад температур £г1 - ty2 для
передачи одинакового количества тепла Q, через
поверхность Fmr Поэтому для интенсификации теплообмена
стремятся использовать материалы стенок труб из
меди, для которой ^=383 Вт/°Ом , что почти в десять раз
выше, чем для стали. Толщина стенок медных трубок
8=0,0005 м, что в пять раз меньше толщины обычных
стальных труб.
Проведенный через стенку тепловой поток
передается воздуху от нагретого наружного оребрения.
Температура на нагретой оребренной поверхности
изменяется от температуры основания ребра tfX до
температуры кромки ребра tj2 при средней температуре
ребра £д.р_ Тепловой поток от нагретой поверхности
оребрения к воздуху определяется по уравнению
Gt -^оЛ'/ср-О-Вт. (2.3)
Средняя температура поверхности ребра /д.р
изменяется от наибольшей температуры tfX у основания
ребра до наименьшей температуры у кромки ребра /у2,
что является следствием термического сопротивления
ребра и может быть оценено через коэффициент
эффективности ребра, вычисляемый но выражению
Лп =
tfl-t
(2.4)
Величина Г|р всегда меньше единицы и зависит
от конструктивных особенностей оребрения,
условий теплоотдачи на поверхности. В работе [13]
проведен подробный анализ факторов, влияющих на
величину показателя Г|р, и сделаны предложения по
оптимизации этого показателя. Основными из этих
предложений являются следующие:
29

необходимо обеспечивать надежный контакт
между ребром и трубкой так как плохой контакт приводит
к возрастанию разницы температур (/,2>^i) и
снижены ю эффектаBiюсти теплообмена;
толщина ребра не оказывает влияния на г|р, и это
позволяет сделать оребрения из тонкого материала,
ограничившись только соображениями механической
прочности ребер:
при постоянном диаметре трубки с ростом высоты
ребра h ум ен ы и ается Г| р.
Используем показатель Г|р для нахождения напора со
стороны оребренпой поверхности к воздушному потоку:
'Лр-' = ТЪ (tji-t). (2.5)
Подставим выражение (2.5) в уравнение (2.3):
QT-Fn-au4\[>-0jA-O,BT. (2.6)
Из (2.1), (2.2) и (2.6) определяем частные
температурные напоры в режиме нагрева воздуха горячей
водой в теплообменнике:
Складываем частные темnepaiypiibie напоры и пш1учасм
t7,„. t
_ I + 8 + _ 1_ _
^bh^bii ^вм ^нЛр-^н
(2.7)
Если расчет проводится на единицу ope6peinioii
поверхности F„, то из выражения (2.7) получим
</т
Or
trr, t
^нЛр ^мш ^bim bi
= K(twr-t), Вт m2.
(2.8)
Здесь /С— коэффициент теплопередачи для
оребренпой стенки, Вт/м2 ,0С; F„ /i7,,,, - коэффициент оребрения.
С целью упрощения решений по теплопередаче
принимают допущения, что коэффициент
теплопередачи не зависит от температуры и постоянен по
поверхности. Численные значения коэффициентов
теплопередачи находятся но результатам опытов для
конкретной конструкции теплообменника. В опытах
измеряется количество переданного от воды к воздуху
тепла при сохранении теплового баланса:
QT = GwczcXtZCTi tlvr2) =
= Lii.iiPii.hcP(*h2 *„,), КДЖ Ч, (2.9)
где
Gzc — расход горячен воды через трубки
теплообменника, кг/ч;
с\с= 4,2 кДж/кг " °С — теплоемкость воды:
*ит1> ^п-2 — начальная и конечная температуры
горячей воды на входе и выходе из теплообменника, °С.
L„ „ — расход нагреваемого приточного наружного
воздуха, м3/4
рМ1| — массовая плотность воздуха, кг/м3;
ср= 1 кДж/кг • °С — теплоемкость воздуха;
/и1, tu2- начальная и конечная температуры
нагреваемого воздуха, °С.
Опытное значение коэффициента теплопередачи
вычисляется по формуле
Ql ,Вт м2оС. (2.10)
К =
3,6F„A£cp
Величина Дгс.р представляет собой среднее значение
температурного напора между горячей водой и воздухом
при передаче теплоты через оребренную поверхность F„.
Значение среднего температурного напора находится по
известным формулам в зависимости от схемы движения
потоков воды и воздуха [ 11 —13|.
Из уравнения (2.8) получим следующее
выражение для коэффициента теплопередачи:
К
1
1
8 Я,
Bi м2.°С. (2.11)
Условие передачи тепла к внутренней Fmi
поверхности трубки определяется гидродинамическими
режимами течения жидкости и её физическими
параметрами. В работе 1111 представлены формулы расчета
коэффициентов теплоотдачи ос,ш для трех характерных
режимов течения: ламинарного, переходного и
турбулентного. С использованием этих зависимостей в [13]
представлены (в форме графиков) расчеты
коэффициентов теплопередачи К для изменяющихся величин
коэффициентов теплоотдачи ехп, физических параметров
жидкости и скоростей движения воды в трубках.
К, В г м2"С
30
20
10
Ламинарный
а,=
Переходный
30 Вт м2оС
^,,,.р=70°С
Турбу 1С11ТНЫЙ
0,06 0,08 0,1 0,15 0,2 со, м с
Рис. 2.2. Зависимость коэффициента теплопередачи в
теплообменнике для нагрева воздуха при изменении
скоростей течения воды в трубках теплообменника и постоянной
скорости воздуха с наружной оребренной стороны трубок
На рис. 2.2 представлен график зависимости
коэффициента теплопередачи для средней температуры
горячей воды £ах.р=70°С и осм=30 Вт/м2 • °С, что часто
встречается при использовании калориферов в системах
вентиляции и кондиционирования. Четко видно наличие трех
режимов течения в зависимости от величины скорости
воды в трубках. При скоростях воды от 0,12 м/с и выше
отмечаются наиболее высокие значения коэффициентов
теплопередачи К при постоянном значении ос„.
30

В диапазоне увеличения скорости воды в трубках от
0,12 до 1 м/с коэффициент К возрастает всего на 8—10%.
Как известно, с увеличением скорости воды в трубках
резко возрастает гидравлическое сопротивление
теплообменников. Это потребует более сильного напора
насоса циркуляции горячей воды и, соответственно,
пропорционального возрастания мощности его приводного
электродвигателя. Энергетически целесообразно при
выборе режимов работы воздухонагревателей ограничиваться
зоной начала развитого турбулентного течения воды в
трубках теплообменников.
При снижении скорости воды от 0,12 до 0,07 м/с
имеет место переходный режим течения горячей воды в
трубках воздухонагревателей. Из рис. 2.2 видно, что в
зоне переходного режима течения воды коэффициент
теплопередачи К уменьшается примерно в два раза, что
резко снижает интенсивность протекания процессов
теплопередачи. При скоростях воды менее 0,07 м/с
наблюдается ламинарный режим течения горячей воды
в трубках, при котором имеют место самые низкие
коэффициенты теплопередачи при постоянном значении а,,.
Вторым решающим фактором
гидродинамических условий протекания процессов теплообмена
является интенсивность теплоотдачи от наружной
поверхности к воздушному потоку (оценивается величиной
коэффициента теплоотдачи оси, Вт/м2 ' °С).
Экспериментальными исследованиями различных
конструкций воздухонагревателей установлено, что
коэффициенты теплоотдачи зависят от массовой скорости
воздуха в сечении теплообменника. Опытные данные для
коэффициентов теплопередачи, вычисляемые по
формуле (2.10), получаются при различных массовых
скоростях воздуха в фасадном сечении (1)р)ф и скоростях
воды в трубках со. Результаты опытов обобщаются для
конкретного конструктивного выполнения
теплообменника в форме степенной зависимости вида
К=Л(ьр)031 со0Л8, Вт/м2 • °С.
(2.12)
Свободный член Л отражает конструктивные
особенности теплообменника (табл. 2.1).
Таблица 2.1
ЗНАЧЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТОВ А И Б, ПОКАЗАТЕЛЯ СТЕПЕНИ т В ФОРМУЛАХ (2.12) И (2.13)
Обозначение показателя
Свободный член А
Свободный член Б
Степень т
Количество рядов трубок
1
2
3
4
Шаг пластин, мм
1,8
20,94
2,104
1,64
2,5
21,68
1,574
1,74
4
23,11
1,034
1,81
1,8
20,94
4,093
1,65
2,5
21,68
3,035
1,72
1,8
20,94
6,044
1,66
1,8
20,94
7,962
1,59
Опытная формула (2.12) для вычисления
коэффициентов теплопередачи К в производимых фирмой «Веза»
воздухонагревателях типа ВНВ 243.1 справедлива при
изменении массовых скоростей в фасадном сечении от
1 5 до 10 кг/м2 • °С и скоростей воды от 0,12 до 1 м/с.
Величина аэродинамического сопротивления
вычисляется по формуле
АРвш=Б(ьр)", Па. (2.13)
Гидравлическое сопротивление при прохождении
воды по трубкам теплообменника определяется так:
Д/^=1,968/хода coi.69, кПа, (2.14)
где /хода — приведенная длина хода воды в трубках, м.
В табл. 2.1 представлены опытные значения
свободных членов А и Б, показатели степени т в
формулах (2.12) и (2.13).
Фирма «Веза» в качестве воздухонагревателей
производит теплообменники типа ВНВ 243.1 из
медных трубок наружным диаметром 12 мм и толщиной
стенок 0,5 мм. Как было сказано выше, медные тонкие
трубки обладают наименьшим термическим
сопротивлением для проведения тепла. На них с помощью
специального станка напрессовываются пластины
наружного оребрения из ленты алюминиевой фольги
толщиной 0,2 мм. Одновременно с насадкой на трубки
пластины получают поверхностные гофры, наличие
которых способствует турбулизации воздушного
потока у поверхности пластин и, соответственно,
обеспечивает повышение коэффициента ссн
После получения на специальном станке оребрен-
ной трубчатой поверхности требуемых размеров
производят её заключение в каркас из оцинкованной
листовой стали. Обеспечение движения по трубкам
теплообменника потока воды достигается приваркой
калачей и коллекторов для поступления и выхода воды из
теплообменника.
На рис. 2.3 представлена конструктивная схема
блоков воздухонагревателей КЦКП производства
фирмы «Веза» и таблица основных размеров этих блоков, в
которой высота теплообменников приведена для двух
возможных методов регулирования их тепловой
производительности: наибольшая высота теплообменника для
вариантов качественного или количественного
регулирования по воде; меньшая высота теплообменника для
варианта регулирования путем пропуска части
воздушного потока по воздушному обводному каналу-байпасу.
Метод регулирования тепловой
производительности по воде нашел наибольшее применение в системах
вентиляции и кондиционирования и имеет следующие
преимущества:
при равной расчетной производительности агрегата
31

/ (варианты)
"о
100
-4
100
Фланец
ГОСТ 1255
100
Размер, м*!4"»*»,^
В
и
L
Н1
см
5:
без оба.
канала
собв.
каналом
Н3
D
d
д
1
Давление
раб., МПа
1 Масса (без
обводного
канала), кг
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
320
80
275
225
625
425
87,5
775
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
360
100
875
575
120
107,5
150
1175
875
1475
1175
1775
1475
112,5
42x2
11/4"
56x2
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
400
200
1975
1575
312,5
80x2
фланец
25
50
симметрично L в зависимости от количества рядов трубок
1,6
22
47
63
78
93
115
99
143
166
196
225
257
296
330
400
425
Рис. 2.3. Конструктивная схема и основные размеры блоков воздухонагревателей КЦКП
по воздуху массовые скорости в фасадном сечении
теплообменника обеспечат меньшее аэродинамическое
сопротивление;
возможность обеспечения одинаковой оребрен-
ной поверхности при меньшем количестве рядов
оребренных трубок по глубине теплообменника,
что понизит аэродинамическое сопротивление
воздухонагревателя;
местная насосная рециркуляция непосредственно
у воздухонагревателя позволяет осуществить
эффективное качественное регулирование тепловой
производительности воздухонагревателя и надежную
защиту от замерзания воды в трубках.
Фирмой «Веза» для воздухонагревателей с
использованием горячей воды применена следующая
структура обозначения типоразмера:
ВНВ 243.1-xxx-aaa-c-d-ff-e
ххх—длина оребренных трубок, см;
ааа—высота трубной решетки, см;
с—число рядов оребренных трубок по ходу воздуха;
d—шаг расположения пластин оребрения, мм;
ff— приведенное число ходов по воде
(определяется расчетом по принимаемым оптимальным значениям
скоростей воды в трубках одного хода);
е—исполнение (правое, левое), задается
заказчиком но выбранной схеме движения воздуха.
В гл. 1 на рис. 1.18 представлены величины,
которые определяют тепловую производительность
воздухонагревателя В Опросном листе проектантом
(заказчиком) задаются: расход нагреваемого воздуха
Ai.ii» м3/ч; температура входа tBX и выхода tmAX. Чаще
всего в системах вентиляции и кондиционирования
применяется горячая вода, и тогда необходимо к
индексации теплоносителя добавить буквенные
обозначения: £ffTBX, £вт.вых- С учетом этих обозначений
производительность воздухонагревателя определяется
уравнением теплового баланса
\JT L р Ср\1вых tBX)
- yJWY CWT\tWT Bx ^т.вых^' к^ж ч-
(2.15)
В (2.15) только расход горячей воды не
оговаривается в Опросном листе. Но из данного уравнения
следует, что расход горячей воды GBT no трубкам
теплообменника задается величинами, указанными в
Опросном листе, и вычисляется по преобразованному
выражению (2.15):
, кг
(2.16)
Схема прохождения горячей воды по трубкам
воздухонагревателя и сечение одного хода в теплообменнике
32

(индекс ff в условном обозначении) выбираются
фирмой «Веза» исходя из рациональных скоростей воды в
режимах нагрева воздуха (см. рис. 2.2). Требуемая
поверхность воздухонагревателя определяется расчетами
специалистов по данным Опросного листа (см. рис. 1.18),
заполняемого проектантами. При проведении расчетов
фирма «Веза» может изменять число ходов в
воздухонагревателе. Плотность насадки пластин оребрения
может приниматься с шагом 1,8; 2,5; 4 мм, глубина
оребренных трубок в воздухонагревателе но ходу
воздушного потока — от 1 до 4.
Для контроля расчетов может быть использована
формула (2.10). Численные значения коэффициентов
теплопередачи, вычисленные но (2.10) и (2.12),
должны отличаться не более чем на 10—15%. Для
нахождения коэффициентов теплопередачи но
опытной формуле вида (2.12) для теплообменников типа
ВНВ 243 1 могут быть использованы опытные
значения из табл. 2.1.
При выборе проектантом режимов нагрева воздуха
необходимо оценить энергетическую целесообразность
принимаемых решений. Для такой оценки
рекомендуется использовать метод термодинамической
эффективности процессов. Применительно к режимам нагрева в
теплообменнике с бесконечно развитой поверхностью
нагрева FH = °° воздуха с начальной температурой tliX и
начальной температурой горячей воды tffTBX максимально
возможный нагрев расхода воздуха L массовой
плотности р при теплоемкости ср определяется выражением
Q/max =L Р ср (W.bx - 'вх)> Дж/4-
Реальная поверхность теплообменника F„ всегда
меньше, а воздух не может быть нагрет до начальной
температуры горячей воды tZCVKX. Поэтому реальный
нагрев в воздухонагревателе находится но формуле
Qf = L р ср (*вых - £вх), Дж/ч.
Термодинамический показатель эффективности
теплообмена определяется отношением реального
процесса нагрева воздуха к максимально возможному:
0,
Qt ^PS^Bbix ^вх^
Lpcp(tu
*я*>
(2.17)
Показатель эффективности теплообмена всегда
меньше 1, и его численные значения при противоточной
схеме движения через теплообменник горячей воды и
воздуха определяется аналитической зависимостью
0,=
\-exp(-Nt(\-W))
\-Wexp(-Nt(\-W))
(2.18)
В (2.18) использованы два критериальных
показателя:
показатель числа единиц переноса тепла
ЛГ
= 3,6 К F .
t L р ср
(2.19)
показатель отношения теплоемкостеи потоков
Lpc
W=
^wr cwr
(2.20)
На рис. 2.4 представлена графическая зависимость
для показателя теплотехнической эффективности,
построенная но результатам расчетов по
аналитическому выражению (2.18). Её анализ показывает, что
наиболее существенное возрастание показателя О, имеет
место при возрастании критерия Nt до 1,6—1,8. Этими
верхними значениями Nt рекомендуется ограничить выбор
величин показателей теплотехнической эффективности
О,. Стрелками показано нахождение для выбранного
показателя О,=0,76 при W=0,25 искомого показателя
N,= 1,76. Тогда из преобразованного выражения (2 19)
находится требуемая поверхность теплообменника:
F=NtL^P M2
3,6К ' '
(2.21)
Для перевода размерности теплоемкости воздуха
ср, кДж/кг '°С в Вт/кг #°С в знаменатель (2.21)
вводится переводная величина 3,6. Значение
коэффициента теплопередачи К вычисляется по опытному
выражению вида (2.12) для конкретной конструкции
теплообменника.
1,0
0,9
0,8
0,76
0,7
0,6
0,58
0,5
0,4
е,=о 352
0,3
0,2
0,1
0
—»—
t
ш 1
///
S
У
^^п
^=
г
Nt= 0.6
. _ I
f л-
i
iyr
' 1 29
W=0 1
^<^> 0,2
^>^0.3
^00**~ 1,0
^1,5
■ 2,0
2,5
/1 П
' 4.5
i
Nf= 1.76
I
tt = 5.0
0,5
2,0
2.5
3Q Nt=kF/LpcP
Рис. 2.4. Графическая зависимость показателя 0^ в
противоточном теплообменнике
В практике России нашли широкое применение
методы снабжения воздухонагревателей горячей водой
от сетей теплоснабжения, где начальная температура
поступающей в теплообменник горячей воды при
расчетных условиях холодного периода года может быть
tZ(TliX =150 °С. По условиям получения теплоты от ТЭЦ
обратная температура воды на выходе из
воздухонагревателей должна быть не выше tZiTlihiX = 70 °С.
Рассмотрим условия нагрева одного м3/ч
приточного наружного воздуха в расчетных условиях
холодного периода года в климате г. Москвы [2 J
tliX = -26°С до £вых = 36°С. Расход горячей воды через
воздухонагреватель по (2.16) составит
1-1,24-1-(36+26)
4,2(150-70)
= 0,229 кг ч.
В соответствии с (2.10) отношение теплоемкостеи
потоков
W=
1 1,24 1
0,229-4,2
= 1,29.
33

При Nt= 1,76 nff= 1,29 по графику рис. 2.4
получим Ог= 0,58. Из преобразованной формулы (2.17)
можем получить выражения для нахождения достижимой
температуры нагрева воздуха в теплообменнике:
*вых — *-т* (Аст.вх " ^вх) ^вх' ^ (Z.ZZ)
Для рассматриваемого примера по (2.22) вычислим
'вых = 0 58 - (150 + 26) - 26 = 76 °С.
Проведенный анализ показал, что для
получения заданного нагрева приточного воздуха
^вых = 36°С необходима пониженная величина
теплотехнической эффективности:
О, = (36 + 26) (150 + 26) = 0.352.
Для требуемого 0,= 0,352 при заданном W = 1,29
получим построением Nt = 0,6. На рис. 2.4 стрелками
показано нахождение требуемого Nt= 0.6. что
значительно меньше максимально возможного
рекомендуемого значения Nt= 1,76. Это показывает, что
нагрев приточного наружного воздуха до £вых = 364
вполне реален и не требует применения
воздухонагревателя глубиной более четырех рядов. Для
расчета воздухонагревателей можно также
пользоваться разработанной «Везой» компьютерной
программой «CuAl».
2.2. ТЕПЛООБМЕННИКИ ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА В СИСТЕМАХ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
Режимы охлаждения приточного воздуха в
приточных агрегатах требуются для отведения из
обслуживаемых помещений тепло- и влагоизбытков. В гл. 1
было показано, что в жилых и административных
зданиях влагоизбытки могут быть отведены охлажденной
при постоянном влагосодержании саннормой
приточного наружного воздуха. Режим охлаждения
приточного воздуха при постоянном влагосодержании
оценивается показателем теплотехнической эффективности,
аналогичным показателю из выражения (2.17), которое
получает вид
Необходимо отметить, что выбор конечных
параметров охлажденного и осушенного воздуха /к и dK не
может быть произведен произвольно. В работах 11; 13]
показано, что конечная относительная влажность
охлажденного и осушенного воздуха зависит от
начальной относительной влажности. Это позволило дать
следующие рекомендации:
при начальной влажности менее 45% следует
принимать фк = 88%;
при ф„ от 45 до 70% фк = 92%;
при фп более 70% фк = 98%.
гл _ *~вх ^вых
''вх ^г^.х.вх
(2.23)
Для реализации режима охлаждения приточного
воздуха при постоянном влагосодержании начальная
температура холодной воды на входе в
воздухоохладитель tWXBX должна быть близка или равна температуре
точки росы входящего воздуха tp BX, а температура
охлажденного воздуха на выходе из воздухоохладителя
^вых должна быть выше £р вх.
В режимах охлаждения без конденсации влаги из
охлаждаемою воздуха численные значения показа 1еля
теплотехнической эффективности режимов
охлаждения, соответствующие показателю из (2.23), могут
вычисляться по аналитическому выражению (2.18). Это
показывает, что по графику рис. 2.4 можно проводить
оценку режимов охлаждения при постоянном
влагосодержании.
В Опросном листе фирмы «Веза» (см. рис. 1.18)
для подбора воздухоохладителя задаются температуры
tBX и £вых для режимов охлаждения при постоянном
влагосодержании. Для режимов охлаждения и
осушения приточного воздуха задаются начальные
энтальпия /„ и влагосодержание du и конечные /к и dK.
Рассмотрим характерный для работы
приточного агрегата режим охлаждения и осушения
приточного наружного воздуха в климате Москвы в
расчетных условиях теплого периода года [2]:
/„ = 54 кДж/кг и du = 10 г/кг; 1К = 33 кДж/кг и
dK = 8 г/кг. Температура точки росы воздуха
конечных параметров tpK = П°С. Это показывает, что для
реализации заданного режима охлаждения и
осушения необходимо располагать водой, температура
которой не менее чем на 4—6 °С ниже tpK.
Рис. 2.5. Реальный режим охлаждения и осушения воздуха
(процесс Н-К) в теплообменнике и замена реального
процесса на «условно сухой режим» (Н'-К) при одинаковом
перепаде энтальпий /н-/к
На рис. 2.5 представлено построение на
диаграмме влажного воздуха процесса охлаждения и
осушения приточного наружного воздуха с расчетными
параметрами для теплого периода года в климате
г. Москвы, где фн = 42%. По изложенным выше
рекомендациям принимаем (рк = 88%. Решающим
параметром осушенного воздуха является dK = 8 г/кг. В месте
пересечения вертикали dK = 8 г/кг с фк= 88% находим
точку К, для которой /к = 33 кДж/кг.
Процесс охлаждения и осушения воздуха в ироти-
воточном воздухоохладителе протекает в следующей
последовательности: в первых рядах по ходу воздух
охлаждается при постоянном влагосодержании;
наиболее интенсивное охлаждение воздуха происходит
34

в нижней части оребрения, там, где ребра примыкают к
поверхности трубок, но которым проходит холодная
вода, в тех рядах воздухоохладителя, где охлажденный
воздух встречается с поверхностью оребрения,
имеющей температуру ниже точки росы потока воздуха,
начинается процесс конденсации влаги из воздуха;
наибольшая конденсация влаги будет иметь место в
последних рядах воздухоохладителя, где проходит
наиболее холодная вода £?гвх. По высоте ребра
интенсивность влаговыпадения при осушке воздуха будет
различной. Наибольшая интенсивность выпадения влаги
имеет место у основания ребра и снижается по его
высоте. При низкой начальной относительной влажности
воздуха (до 45%) у вершин ребер воздухоохладителя
процесс охлаждения может протекать при постоянном
влагосодержании по всей глубине оребренных рядов
воздухоохладителя. На выходе из воздухоохладителя
при перемешивании части охлажденного воздуха при
постоянном влагосодержании и части осушенного
воздуха у основания оребрения получаем смесь с
относительной влажностью порядка 88%. При начальной
влажности воздуха более 70% процессы охлаждения и
осушения протекают по большей части поверхности
оребрения и на выходе охлажденный и осушенный
воздух имеет фк= 98%. На рис. 2.5 кривой линией
показано последовательное протекание режимов
охлаждения и осушения воздуха.
Для расчетов используется построение условного
процесса охлаждения и осушения, ко горое производи гея
путем соединения прямой линией точек начального Н и
конечного К состояния воздуха. Продолжение прямой
Н-К до пересечения с кривой ф = 100% позволяет
определить точку /, температура которой tj = 10,6°С
соответствует средней температуре оребренной
поверхности воздухоохладителя в рассматриваемом режиме.
Расчет режимов охлаждения и одновременного
осушения воздуха в теплообменниках связан со
значительными трудностями, обусловленными зависимостью
наружного процесса теплообмена от массообмена [13; 4; 7].
Формула (2.11) для вычисления коэффициентов
теплопередачи Квл приобретает измененный вид:
Квл = ± Вт м2.°С. (2.24)
i + _°£u_ + _L
^нЛр^ ^^вн авн
Наружный теплообмен определяется не только
коэффициентом теплоотдачи сс„ и показателем
эффективности оребрения г}р, но и показателем интенсивности
влагообмена £, который вычисляется по выражению
t Qtnoi = LP(7h О = 7н 7к (2.25)
Qt* Lpcp(tH-tK) cpUu tK)
Для вычисления показателя интенсивности
влаговыпадения необходимо знать конечные параметры
/к и tK охлажденного и осушенного воздуха. Имеются
предложения проводить эти расчеты методом
попыток [7], что требует большого количества допущений
и носит частный характер для определенной
конструкции воздухоохладителя. В технической
литературе имеется большой материал по опытным
зависимостям коэффициентов теплопередачи без конденсации
влаги в форме зависимости, аналогичной (2.12),
приведенной для конструктивных решений
теплообменников фирмы «Веза» Чтобы было возможно
применить этот обширный экспериментальный материал к
расчетам режимов охлаждения и осушения воздуха,
разработан метод, который опубликован в работе
[13]. Сущность его заключается в следующем
Реальный процесс охлаждения и осушения воздуха
заменяется на «условно сухой режим охлаждения» при
одинаковом количестве отведенного от воздуха тепла,
что отвечает уравнению теплового баланса
ОТЛ1= L р(/н- /к) = Lpcp(t'H- fK)= (2 26)
— Цгси'^и>х.вых~ и>х.вх'» КДЖ ч-
Начальная tu и конечная гк температуры
охлаждаемого воздуха в «условно сухом режиме» находятся
путем построения на I-d — диаграмме в следующей
последовательности:
из точки /, отвечающей средней температуре
поверхности воздухоохладителя, проводится вертикаль
df= const (для рассматриваемою примера dj= 7,6 г/кг);
в месте пересечения энтальпий 1Н и /к с вертикалью
dj находятся точки Н' и К', с температурами
соответственно t'H = 34,8°С, t\ = 13,8°С.
Для режима «условного сухого охлаждения»
вычисляется показатель теплотехнической эффективности
О' _ *н" ** (2.27)
1 V - t
В рассматриваемом примере при tj= 10,6°
необходимо располагать twxliX = 7°. Тогда в соответствии с
(2.27) получим
. 34,8 - 13,8
0'= 34,8-7 =°'76-
Полученное численное значение показателя
0', = 0,76 приближается к рекомендованному выше
(см. рис. 2.4) рациональному предельному значению
Nt= 1,8.
Оценим требуемый показатель Nt при охлаждении
одного м3/ч приточного наружного воздуха по режиму,
показанному на рис. 2.5. Температурный перепад для
холодной воды в воздухоохладителе принимается не более
5°С. Из преобразованного уравнения теплового баланса
(2.26) вычислим расход холодной воды через
воздухоохладитель:
^w~ L P V*H~ *к' ^си ^и?х.вых~ ^и>х.вх''
= 11,2(54-33)/(4,2-5) = 1,2 кг ч.
По выражению (2.20) вычисляем показатель
отношения теплоемкостей потоков:
11 21
С помощью графика рис. 2.4 при заданных 0, = 0,76
и W = 0,24 находим требуемый показатель Nt= 1,76. По
формуле типа (2.12) вычисляем коэффициент
теплопередачи в режиме охлаждения без изменения влагосодер-
жания, а по (2.21) находим нужную поверхность
воздухоохладителя.
35

^■у;!рт^м^7дмглш1
Устройство дренажа
(поставкой не предусматривается)
100
f* ^ Залив гидрозатвора
(изначальный)
A i М
01 %
»\*
100
А = Р + 25 мм;
Р - давление воздушного потока
В = 0,5А+25мм
^^кцкп-
| Размер, мм >v^
В
н
L
Hi
Н2
Нз
h
6
Давление
раб., мПа
Масса, кг
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
660
80
275
625
87,5
775
120
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
700
100
875
107,5
150
1175
1475
1775
112,5
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
740
200
1975
312,5
В зависимости от количества рядов трубок |
25
50
1,6
32
62
79
98
123
139
145
188
216
246
275
317
356
390
460
485
Рис. 2.6. Конструктивная схема и основные размеры блоков воздухоохладителей КЦКП
Фирма «Веза» поставляет блоки
воздухоохладителей, конструктивная схема и основные размеры
которых представлены на рис. 2.6.
Оребренная поверхность медных трубок
аналогична описанным в п. 2.1. Принципиальным
отличием блока является наличие после
воздухоохладителя / сепаратора 2 для сбора уносимой потоком
Х,Вт/м2-°С
30
20
10
Ламинарный
Переходный
а„=30Вт/м2.°С
t =9 С
Турбулентный
0,1
0,6
со, м/с
Рис. 2.7. Графическая зависимость коэффициента
теплопередачи в теплообменнике для охлаждения воздуха при изменении
скоростей течения воды в трубках теплообменника и
постоянной скорости воздуха с наружной оребренной стороны трубок
воздуха сконденсированной влаги. Под
теплообменником 1 и сепаратором 2 установлен поддон 3 (см.
рис. 2.6) для сбора выпадающего в режиме осушки
воздуха конденсата, отводимого в канализацию через
присоединяемое к поддону 3 дренажное устройство 4.
По данным Опросного листа специалисты
фирмы «Веза» подбирают количество рядов и шаг
пластин оребрения в воздухоохлаждающем
теплообменнике. При выборе числа ходов но холодной воде
обеспечивается режим развитого турбулентного течения
воды в трубках. Для средней температуры холодной
воды 9°С режим развитого турбулентного течения
воды но трубкам теплообменника обеспечивается при
скоростях воды от 0,6 до 1,0 м/с (рис. 2.7).
Рекомендуется ограничить этими пределами выбираемые
скорости воды в трубках хода в воздухоохладителях.
Дальнейшее возрастание скорости воды не приведет к
значительному увеличению коэффициента
теплопередачи, но вызовет заметный рост гидравлического
сопротивления воздухоохладителя (см. формулу
(2.14)) Для расчет воздухоохладителей можно
пользоваться также разработанной «Везой»
компьютерной программой «CuAl».
2.3. БЛОКИ ТЕПЛОУТИЛИЗАЦИИ КЦКП
В Опросном листе (см. рис. 1.18) представлены
три возможных конструктивных решения блоков
утилизации: на базе теплообменников с насосной
циркуляцией промежуточного теплоносителя-антифриза;
пластинчатые воздухо-воздушные теплоутилизаторы;
вращающиеся теплоутилизаторы с наличием ротора
заполненного гофрированной насадкой.
Все три конструктивных решения теилоутилиза-
ции получили распространение и используются в
климате Европы и США Климат России на большинстве
36

территории отличается продолжительными зимами с
низкими отрицательными температурами наружного
воздуха [2]. Это оказывает решающее влияние на выбор
энергетически рациональной конструкции теплоутили-
затора в приточно-вытяжных системах,
обеспечивающих надежную работу в климатических условиях
России. В работе [1] проведен подробный анализ работы
различных конструкций теплоутилизаторов в климате
России и сделан вывод о том, что наиболее
рациональной является установка утилизации из двух
теплообменников с насосной циркуляцией антифриза между ними.
На рис. 1.14 и 1.15 представлены схемы
приточно-вытяжных агрегатов на базе технологических блоков
КЦКП с включением в агрегаты блоков утилизации. В
качестве теплоизвлекающего теплообменника,
находящегося в вытяжном агрегате, используются блоки
воздухоохладителей, а в качестве теплоотдающего
теплообменника, располагаемого первым по ходу приточного
воздуха сразу после блока воздушных фильтров — блоки
воздухонагревателей. Поэтому проектантом в Опросном
листе должны быть оговорены режимы работы этих двух
теплообменников.
Отметим особенности применения блоков
воздухоохладителей и воздухонагревателей в составе установки
теилоутилизации с насосной циркуляцией антифриза.
Определяющим является режим извлечения
теплоты вытяжного воздуха в теплоизвлекающем
теплообменнике. Выбор рациональных режимов
производится методом попыток.
Первая попытка должна отвечать режиму
максимально возможного извлечения теплоты в условиях
обеспечения незамерзания выпадающего конденсата
при охлаждении и осушении вытяжного воздуха.
fy.H= 29,5°
Фун-35"-
* н.н =26°
dH = 0,6 г кг
Рис. 2.8. Режимы утилизации теплоты вытяжного воздуха на
нагрев приточного наружного воздуха в блоках утилизации КЦКП:
УН-УК — извлечение теплоты из вытяжного воздуха; УН -УК-f —
«условно сухой режим» охлаждения вытяжного воздуха; НН-НК —
нагрев приточного наружного воздуха утилизируемым теплом;
афт-афг — изменение температуры циркулирующего от работы насоса
промежуточного теплоносителя-антифриза.
Для этого на диаграмме (рис. 2.8) находится минимально
возможная средняя температура оребренной
поверхности теплоизвлекающего теплообменника tj= 2° (точка/).
Параметры удаляемого из помещения вытяжного
воздуха соответствуют точке УН и приняты для системы
вытяжной вентиляции, например административною
здания: 1 и = 40 кДж/кг; 1уп = 24°С; (руп = 35%.
Соединяем прямой линией точки УН и /. Согласно
приведенным в н. 2.2 рекомендациям, при фун = 35% конечная
влажность охлажденного и осушенного воздуха (pVK
принимается равной 88%. В месте ее пересечения с
прямой УН-/получаем точку УК со следующими
параметрами вытяжного воздуха после теплоизвлекающего
теплообменника: /ук= 16 кДж/кг, tyK= 4,5°C.
Между теплообменниками установки утилизации
в стационарном режиме сохраняется тепловой баланс:
), КДЖ Ч. (2.28)
По преобразованному уравнению баланса (2.28)
вычисляется температура нагрева приточного
наружного воздуха Lnn в теилоотдающем теплообменнике:
, Lypy(/y и-/у к)
''Н.К Гл. Н.Н
^-п.н Рп.н ср
"с.
(2.29)
Обычно в целях сохранения некоторого подпора в
служебных помещениях в здании принимаем
Lv = 0,9L„ п. С учетом этого для расчетных условий
холодного периода в климате г. Москвы при tlul = -26°С
из выражения (2.29) получим:
0,91,24(40-16)
1,311
- 2б=-5,б°С
(на l-d — диаграмме точка НК). Между
температурами tyK= 4,5°C и £||К=-5,6°С имеется градиент:
^=^v.k"mi.k= 4,5 + 5,6= 10,1 °С, что свидетельствует о
возможности реализации принятого режима
утилизации. Обычно градиент Atk не должен быть меньше 9°С,
так как резко возрастает требуемая поверхность
теплообменников установки утилизации.
Оценивается необходимая теплотехническая
эффективность теплоизвлекающего и теплоотдающего
теплообменников. Для процесса охлаждения и
осушения УН-УК строится режим «условного сухого
охлаждения» по методике, рассмотренной в п. 2.2 . На рис. 2.8
построением «условно сухого режима охлаждения»
получены температуры: t'yu = 29,5°С; tyK = 5,5°С.
Температуры циркулирующего антифриза задаем в
пределах температурного градиента A£d(j,. Для
рассматриваемого примера принимаем температуру
отепленного в теплоизвлекающем теплообменнике антифриза
^аф1 = 4,5°С, температуру охлажденного в теплоотдаю-
щем теплообменнике антифриза t.M\)2 = _4°С.
По выражениям (2.17) и (2.27) вычисляем
требуемые показатели теплотехнической эффективности
теплообменников установки утилизации:
для нагрева приточного наружного воздуха в
теилоотдающем теплообменнике
0
tn н "
^н.к" ^н.н
-5,6+26
4,5+26
0,67;
37

для охлаждения в тенлоизвл екающем тешкюбменнике
Гу.н 'у.к = 29,5-5,5
ty *y.„-^ 29,5+4 ">U-
Из уравнения теплового баланса при LN = 0,9 LIUI
вычисляем требуемый расход антифриза для
принятого режима утилизации:
ЬУ РУ(/у.н- /у.к> = СафСаф(^афГ ^аф2>' КДЖ ч> (2.30)
ИЛИ
LypyWy.H ^у.к )
саф*-гаф1 гаф2-'
(2.31)
где саф = 3,6 кДж/кг°С — теплоемкость антифриза
при концентрации до 40%.
Для рассматриваемого примера при Llul = 1 м3/ч
по формуле (2.31) получим
п 0,9-1(40-16) П7_ .
G»*= 3,6(4,5+4) =0706кг/4-
По выражению, аналогичному (2.20), вычисляем
показатель отношения теплоемкостей потоков для теп-
лоизвлекающего теплообменника:
117 0,9-1-1,24-1 п „
Wv = —■ - = 0,44.
у 0,7063,6
Из рис. 2.4 видно, что искомый показатель 0^ = 0,72
мм2/с
600
400
200
100
80
60
40
20
10
8
6
1
0,8
0,6
0.4
0,2
1 \
\
ц
^ 1
\ \
\ 1
\ Ч
\
\
^^^^
\\ \
х|\\
А
\
\
\
\ч
L
^
si
\
д
\ ч
£\
$
р
<!
L
V
N
\
^
5L
>
^
ч
ч
s
S
\
^
^
80*
3^7
V о!П
\^4 / Ч|
S >
16
1 ^
к.
0=Вода
i 100°опрош
*ле
нгликоль
-40
-20
0
20 40 60 80 100 140 °С
при Wy = 0,44 достигается при Nt= 1,6, и это соответствует
рациональной зоне выбора поверхностей
теплообменников в установке утилизации, рассмотренной выше в п.п.
2.1 и 2.2. При получении требуемых показателей
теплотехнической эффективности более 0,76 рекомендуется
понизить эффективность утилизации путем
увеличения температуры tj > 2°C и провести вторую попытку
расчетов режимов утилизации. Обычно это необходимо
при наличии в вытяжном воздухе повышенной
температуры и влажности, как это характерно,
например, для помещений плавательных бассейнов.
Выбранный рациональный вариант режимов применения
блоков утилизации КЦКП заносится в Опросный лист
для выбора фирмой «Веза» конструкции тенлоизвле-
кающего и теилоотдающего теплообменников. С
учетом повышенной вязкости антифриза необходимо
увеличить минимальное значение скорости антифриза в
трубках теплообменников до 0,9 — 1,2 м/с.
Гидравлическое сопротивление теплообменников
и сети первоначально рассчитывается как для
циркуляции воды температурой 4°С. Расход воды Q{, м:з/ч
принимается равным расходу антифриза 0.,ф, м3/ч в
установке утилизации. По результатам расчетов
определяется требуемый напор насоса Н (м вод. ст.) при
перекачке по установке утилизации воды.
В зависимости от климатических условий
применения установки утилизации выбирается температура
замерзания антифриза, при которой могут быть
теплообменники при остановленных приючных и вьняжных
г/см"
00% пропиленгликоль
а)
(•) — вероятность
замерзания
- точка
кипения
(•) вероятность
замерзания
Рис. 2.9. Физические показатели водного раствора антифриза в зависимости от его концентрации и температуры
а) кинематическая вязкость; б) массовая плотность
38

Рис. 2.10. Поправочные коэффициенты возрастания требуемого давления насоса Кн и мощности приводного электродвигателя
насоса KN при перекачке по гидравлической системе антифриза по сравнению с перекачкой воды одинакового расхода Qw = Оаф
вентиляторах. Как правило, приточные и вытяжные
агрегаты снабжаются многостворчатыми воздушными
клапанами с электроприводом, пускатель которого
сблокирован с пускателем вентилятора. При пуске
электродвигателя вентилятора срабатывает сигнал на
включение моторных приводов воздушных клапанов, и они
открываются. При остановке электродвигателей
соответственно включаются моторные приводы на закрытие
воздушных клапанов. Этим самым создаются условия нахождения
антифриза в трубках теплообменников при более высоких
температурах, чем отрицательные температуры наружного
воздуха в расчетных условиях холодного периода года [2].
Для климата г. Москвы вполне допустимо принять
температуру замерзания антифриза -20°С. Из рис. 2.9 видно, что
при температуре замерзания антифриза -20°С
концентрация водного раствора антифриза должна быть равной 38%.
В установке утилизации антифриз используется при
температуре не ниже £аф2Мин = ~6°С, что необходимо для
предотвращения замерзания конденсата на оребренной
поверхности теплоотдающего теплообменника. В рассматриваемом
примере расчета теплообменников в блоке утилизации
КЦКП температура охлажденного антифриза
^аф2 = "4°С. По графикам на рис. 2.9 при температуре
антифриза -4°С и концентрации 38% находим следующие
величины физических показателей раствора: кинематическая
вязкость 15 м2/с; массовая плотность 1050 кг/м3.
Стрелками на графике показано технологическое хо-
лодоснабжение антифризом концентрации 57% при
температуре -20°С. Расход воды в первоначальных расчетах
Q = 60 м:з/ч, требуемый напор насоса — 30 м вод. ст.
При перемещении антифриза насосом по сети
гидравлическое сопротивление сети возрастает но
сравнению с сопротивлением перемещения воды. Для
расчета режимов циркуляции антифриза используются
поправочные повышающие коэффициенты: возрастание
напора Ки', возрастание требуемой мощности привода
насоса KN (рис. 2.10). Требуемый напор насоса при
транспортировке антифриза вычисляется по формуле
Наф = Н Kw м, (2.32)
а мощность привода насоса -
ОафНафРаф^
К
насаф ЮО-ЗбООЛнагЛ.*.
кВт-ч.
(2.33)
Коэффициенты полезного действия насоса Г|пас и
электродвшагеля Т|)Л принимаются по
соответствующим каталогам.
Расчет сети и выбор насоса для циркуляции
антифриза должны проводиться проектантом с учетом
действительной протяженности сети соединительных
трубопроводов и наличия в сети местных сопротивлений.
2.4. БЛОКИ УВЛАЖНЕНИЯ КЦКП
В Опросном листе показаны три возможных
конструктивных исполнения технологических
блоков КЦКП для увлажнения приточного воздуха.
Для блока камеры орошения и блока сотового
увлажнения проектант должен задать
принимаемую в проекте величину показателя
коэффициента адиабатической эффективности режима
увлажнения. Применительно к условным
обозначениям температур, принятым в Опросном листе (см.
рис. 1.18), коэффициент адиабатической
эффективности находится из выражения
*.
39

Температура по мокрому термометру/N1MX
поступающего в блок увлажнения приточного воздуха
вычисляется по I-d — диаграмме в месте пересечения
лггалыши /|1Х с кривой (р =100%. Параметры
увлажненного адиабатного воздуха находятся на
пересечении изотермы 1тл\ с начальной энтальпией Уих.
2.4.1. Блок-камеры форсуночного орошения
На рис. 2.11 показаны принципиальная схема и
конструктивные размеры блок-камеры
форсуночного орошения КЦКП. На поддоне / устанавливаются
две боковые стенки 2, на которых крепится
потолочная панель 3. Боковые стенки 2 и потолочная панель
3 образукп оросительное пространство, по сечению
которого установлена трубчатая коллекторная
конструкция На ней закрепляются трубчатые стояки с
форсунками. Поддон 1 присоединяется к
водопроводу через па 1 рубок 4 шарового клапана для иод-
держания постоянного уровня воды в поддоне. К
патрубку 5 размером Dyj крепится
присоединительный трубопровод к всасывающей стороне насоса (на
схеме рис. 2.11 насос не показан). Нагнетательная
сторона насоса соединяется с патрубком б размером
Dv2 для поступления воды через трубчатые
коллекторы и стояки к форсункам. Излишек воды в
поддоне / удаляется через перелив постоянного уровня,
соединяемый через патрубок Dy3 трубопроводом
для сброса в канализацию.
J
3
41
,^Т
1—х—Г
Подвод воды к
шаровому
клапану Dv2
К насосу Dy\
г)
Подвод воды ®@(q)
@ к форсункам Dy2 \
5 8 S
§■3 -
'3 «.
со *
100
В4 Перелив Dv3
1
300
1
'KwWj;::»bpW{
ЬуЛ f-
В
80
[1\имс-р, м>!*^^
В
и
L
(рама гоголи их
секций)
6
«1
в2
Вз
вл
Ovi
Оч2
0¥3
Dvl
| Масса
(сухая) кг
1.6
3.15
—
5
—
6.3
—
8-1
—
8-2
—
10
12.5
1300
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
1600
100
40
2200
2000
1800
150
25
365
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
2000
200
50
380
160
250
180
80
65
100
80
65
50
420
460
520
610
660
290
500
200
400
200
125
100
150
125
100
80
690
720
850
950
1400
1600
Рис. 2.11. Принципиальная схема и конструктивные размеры блок-камеры форсуночной КЦКП
Не реже одного раза в неделю при остановленном но контролировать работу оросительной системы и
приточном вентиляторе и насосе перекрывается качество распыления воды через форсунки,
ручной кран на трубопроводе к шаровому клапану. На входе и выходе приточного воздуха из оро-
Огкрывается задвижка на трубопроводе сброса воды в сительного пространства установлены сепарато-
капализацпю, присоединенная к патрубку Dv4. Ры ?> обеспечивающие удерживание капель воды в
На боковой стенке 2, обращенной к стороне об- "Руслах камеры орошения. В зависимости от со-
сдаваемого насосом давления воды перед форсунка-
служивания приточного агрегата, имеется дверца со ' Д ' J
тт ми изменяется их производительность. Чем выше
смотровым окном. Через эту дверцу осуществляется даш1С1ШС> тсы ,,а б()ЛЫ11СС количество мелких капель
доступ к оросительному пространству и произ- лробится „„ходящая из них вода. Так, например,
водится промывка его водой из шланга. При работа- 1фМ распылении 1 кг воды на капли диаметром dK
ющем приточном агрегате через смотровое окно мож- образуется следующая поверхность капель 113]:
40

dK, мм
FK, м2/кг
0,05
120
0,1
60
0,2
30
0,3
20
0,4
15
0,5
12
0,8
7,5
При одинаковом числе форсунок в оросительном воды из поддона 1. Постоянно рециркулирующая вода
пространстве с ростом давления воды перед ними бу- принимает температуру tw= £M-BV равную условию тер-
дет значительно увеличиваться поверхность капель, модинамического равновесия. Из-за наличия град и-
Проходящий через оросительное пространство воздух сита температур между потоком воздуха /вх и темнсра-
имеет непосредственный контакт с каплями воды. Чем турой воды tu,= /N1 |}N поток тепла направлен от воздуха
больше поверхность капель, тем интенсивнее протека- к поверхности воды. У поверхности воды давление
воет процесс переноса тепла и влаги между потоком воз- дяных паров Р1С выше чем в потоке воздуха Р„ , что
духа и поверхностью капель. Направленность потоков вызывает испарение воды в воздух. На него полностью
тепла и массы зависит от параметров воздуха и воды расходуется тепло, идущее к воде от воздуха. В ноток
1131. Блок-камера форсуночного орошения КЦКП воздуха поступают водяные пары с теплосодержанием,
(см. рис. 2.11) предназначена для режимов адиабатно- равным количеству отданного воздухом тепла при
наго увлажнения воздуха, когда обязательным условием личии градиента температур. Тем самым создаются
является сохранение каплями воды температуры, рав- условия термодинамического равновесия и процесс
ной температуре потока воздуха по мокрому термоме- увлажнения протекает при примерно постоянной эн-
тру 1М вх. Постоянная температура воды tn,= /мих дости- гальпии воздуха 1НХ = /|ШХ, что позволяет называть та-
гается работой насоса в режиме полной рециркуляции кой режим адиабатным увлажнением воздуха.
Таблица 2.2
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ БЛОК-КАМЕР ФОРСУНОЧНОГО ОРОШЕНИЯ ДЛЯ АГРЕГАТОВ КЦКП
Кондиционер
КЦКП-10
КЦКП-12 5
КЦКП-16
КЦКП -20
КЦКП -25
КЦКП-31.5
КЦКП -40
КЦКП -50
КЦКП -63
КЦКП -80
КЦКП-100

Коэффициент

адиабатической

эффективности Еа
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
0,65
0,85
0,95
Расход
воды, т/ч
9,0
13,1
17,1
9.0
13,2
17,3
11,8
17,1
22,5
15,9
23,0
30,3
19,6
28,5
37,4
29,4
42,5
55,7
40,0
58,0
76,0
48,5
70,2
92,0
74,7
107,4
140,5
99,7
143,3
187,4
124,4
179,0
234,2
Давление
перед

форсунками, кг/см2
0,60
1,35
2,45
0,60
1.38
2,52
0,65
1,50
2,74
0,67
1,53
2,80
0,72
1,64
2,98
0,72
1,62
2.94
0,72
1,62
2,95
0,70
1,59
2,88
0,75
1,66
3,00
0,75
1,66
3,00
1,75
1,66
3,00
Насос
Тип
К50-32-125а
К50-32-125а
К65-50-160а
К50-32-125а
К50-32-125а
К65-50-160а
К50-32-125а
К50-32-125
К65-50-160
К50-32-125а
К65-50-160а
К65-50-160
К65-50-160а
К65-50-160а
К80-65-160
К65-50-160а
К80-65-160а
К80-65-160
К80-65-160а
К80-65-160а
К100-80-160
К80-65-160
К100-80-160а
К100-65-160
К100-80-160а
К100-80-160а
К150-125-315
К100-80-160а
К150-125-250а
К150-125-315
К150-125-250а
К150-125-250
К150-125-315
Электродвигатель
Мощность, кВт
2,2
5,5
2,2
5,5
2.2
5,5
2,2
5,5
7,5
5,5
7,5
15
7,5
15
30
15
18,5
30
18,5
30
Частота
вращения, мин '
3000
1500
3000
1500
Напряжение,
В
380
Частота
тока, Гц
50
В табл. 2.2 представлены технические характериети- Еа достигается путем изменения расхода воды перед
ки блок-камер форсуночного орошения для агрегатов форсунками. Интенсивность орошения водой воздуш-
КЦКП. Из нее следует, что форсуночные камеры постав- ного потока принято оценивать через показатель, назы-
ляются фирмой «Веза» на номинальную производитель- ваемый коэффициентом орошения, вычисляемый
ность но приточному воздуху от 10 до 100 тыс. м-*/ч. Для следующим образом 1131:
каждого типоразмера форсуночной блок-камеры указы- q
ваются три возможные величины показателя Еа\ 0,65; В-
0,85; 0,95. Получение различных величин показателей
£цРн
кг воды кг воздуха. (2.34)
41

Проведем оценку требуемых коэффициентов
орошения в режимах адиабатного увлажнения в
блок-камере форсуночного орошения в приточном агрегате
КЦКП-10 по данным табл. 2.2.
При Еа= 0,65 требуется в = - 9000
10000-1,2
= 0,75 , кг кг
При Еа = 0,85
в = -
13100
100001,2
= 0,092 , кг кг;
Если Еп = 0,95, то в =
17100
10000 1,2
= 1,43, кг кг.
При этом мощность электродвигателей
рециркуляционных насосов изменяется от 2,2 до 5,5 кВт. В
работе [4] приведены опытные значения показателей Еа
для камер орошения ОКФ с широкофакельными
форсунками ШФ 9/5 выпускавшимися
отечественной промышленностью для приточных агрегатов
производительностью до 240 тыс. м3/ч. Для получения
одинаковых показателей Еа требуются следующие
значения В:
при £„=0,65 В = 0,82;
при £„=0,85 В= 1,25;
при £„=0,95 5=1,9.
Сравнение указывает на энергетические
преимущества выпускаемых фирмой «Веза» блок-камер
форсуночного орошения КЦКП перед прежним отечественным
оборудованием, таким как камеры орошения ОКФ [4].
Возможность изменения эффективности
адиабатного увлажнения Еа путем изменения давления воды
перед форсунками позволяет автоматически регулировать
требуемую влажность воздуха в оослуживаемом
помещении. В целях экономии энергии на работу
приводного электродвигателя насоса при переменных давлениях
воды перед форсунками, изменяемых по уровню
контроля влажности, энергетически рационально
применять насосы с электронным регулированием
производительности [1]. При использовании приточных агрегатов
на основе технологических блоков на отличную от
номинальной производительность по воздуху необходимо
учитывать изменения численных величин показателей
эффективности адиабатного увлажнения Еа.
На рис. 2.12 представлена графическая
зависимость показателей Еа при различных расходах
приточного воздуха, что выражено в форме отношения
*с "" ^и.н/^п.н.ном-
Рис. 2.12. Характер изменения показателя эффективности
адиабатного увлажнения Еа, когда производительность по
воздуху технологических блоков отличается от
номинального значения,при постоянном давлении воды (см. табл. 2.1):
1-Еа= 0,95; 2- Еа = 0,85; 3-Еа = 0,65
В числителе используется величина
производительности приточного агрегата Lu и, принятая в
проекте В знаменателе £IUUIOM отвечает номинальной
производительности по воздуху технологических блоков
КЦКП. Кривые 1,2 и 3 построены для постоянных
давлений воды перед форсунками, обеспечивающими при
номинальной производительности по воздуху
различные значения коэффициента эффективности.
Широкий диапазон регулирования
эффективности адиабатного увлажнения в оросительных
форсуночных камерах является их серьезным преимуществом.
К недостаткам оросительных форсуночных камер
относятся:
повышенный расход электроэнергии на
осуществление режима адиабатного увлажнения из-за
необходимости иметь высокое давление воды перед
форсунками и значительные коэффициенты орошения;
возможность накопления в поддоне
болезнетворных бактерий которые могут стать источником
заражения приточного воздуха и привести к заболеваниям
дыхательных путей (так называемая «болезнь легионеров»,
получившая такое название из-за заражения приточного
воздуха от развившихся в поддонах форсуночных камер
бактерий, вызвавших серьезные болезни участников
съезда легионеров вооруженных сил США);
частая засоряемость форсунок, что требует
значительных затрат ручного труда при эксплуатационном
обслуживании.
2.4.2. Блок-камеры
Большинство недостатков форсуночных
оросителей устранено в блок-камерах сотового увлажнения,
конструктивная схема и размеры которых показаны на
рис. 2.13.
По высоте блок-камеры установлены сотовые
насадки У, собираемые из гофрированных гигроскопичных
листов Над сотовыми насадками располагается
оросительный водораспределитель 2, соединенный гибким
шлангом 3 с нагнетательной стороной насоса 4. Нижняя
часть сотовой насадки 1 располагается над поддоном 5,
куда стекает орошающая вода после прохождения по
поверхности гофрированных гигроскопичных листов. К
поддону 5 присоединяется водопроводный трубопровод 7
сотового увлажнения
диаметром Dv". Шаровой клапан в поддоне соединен с
подводящим водопроводным трубопроводом 7 и
обеспечивает поддержание постоянного уровня воды в
поддоне 5. Излишек воды в поддоне сливается через перелив 6.
Для предотвращения уноса капель воды потоком
воздуха на выходе из блок-камеры сотового увлажнения
установлены простейшие сепараторы 8.
Эффективность адиабатного увлажнения зависит от
глубины насадок по ходу воздуха и скорости при точного
воздуха в их фасадном сечении. Фирма «Веза» может
поставлять блок-камеры с глубиной сотовых насадок по
ходу воздуха 100, 200 и 300 мм. В фасадном сечении
сотовых блоков скорость приточного воздуха рекомендуется
42

LL JJ ▼
Р—.^кцкп-
| Размер, мм^^
В
н
L
Н'
д
1 Фронтальное
С6Ч6НИ6
увлажнительного
блока
Df
Масса
| корпуса, кг
1.6
—
—
—
—
—
—
—
—
3.15
700
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
1060
80
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
1100
100
150
25
бООх
600
900х
600
1200x600
1200x900
1200х
1200
1500х
1200
1800х
1200
1800х
1500
1800х
1800
2100х
1800
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
1340
200
50
2100х
2400
1/2
70
85
105
110
120
140
155
245
240
300
350
390
430
1500х
2400x2
1800х
2400x2
1/2x2 '
510
590
Рис. 2.13. Конструктивная схема и размеры блок-камер сотового увлажнения КЦКП
сохранять не выше ?>фрск = 2,3 м/с. Так, например, из
таблицы на рис. 2.13 следует, что для приточного
агрегата КЦКП-3.15 фронтальное сечение
увлажнительного блока составляет 600x600 мм или/ф= 0,36 м2.
Рекомендуемая производительность приточного агрегата
при наличии в его составе блок-камеры сотового
увлажнения может быть принята такой:
L, = 3600^ рск /ф=3600 0,36 2,3 = 3000 м3 ч.
По аналогичной методике следует определять
рекомендуемую производительность приточных
агрегатов с блок-камерами сотового увлажнения. При
соблюдении этих рекомендаций эффективность режима
адиабатного увлажнения в сотовом увлажнителе
принимается в зависимости от его глубины по ходу воздуха:
при глубине сотового блока 100 мм достигается
значение Еа = 0,65; если глубина сотового блока
составляет 200 мм, то Еа = 0.85; при глубине сотового
блока 300 мм Еа = 0,95.
В исследованиях орошаемых слоев из различных
гигроскопичных материалов [14| показано, что
эффективность адиабатного увлажнения Еа не зависит от
коэффициента орошения В. Расход орошающей воды
должен быть достаточным только для поддержания
гигроскопического материала насадки орошаемого слоя
в состоянии гигроскопического насыщения.
Поверхность контакта между воздухом и влажной
поверхностью с температурой tlv = tMXlx определяется размерами
увлажненного материала в слое. Это принципиально
отличается от режимов адиабатного увлажнения в
аппаратах форсуночного типа. Выше было показано, что
эффективность адиабатного увлажнения в
форсуночных оросителях определяется развитием поверхности
контакта от дробления воды на капли мелких размеров,
что требует создания рециркуляционным насосом
достаточно высокого давления воды перед форсунками.
В орошаемых слоях из гигроскопичных
материалов требуемый напор насоса зависит от высоты
расположения оросительного водораспределителя 2 над
блоком орошаемой насадки 1 (см. рис. 2.13).
В табл. 2.3 представлены технические
характеристики блок-камер сотового увлажнения для приточных
агрегатов КЦКП. Показатели эффективности
адиабатного увлажнения приточного воздуха Еа указаны при
оговоренных выше глубинах орошаемого слоя D и
скоростях воздуха в фасадном слое блоков орошения. При
скорости воздуха г\|к|Х.к< 2,3 м/с показатель Еа
возрастает. При г\|крск> 2,3 показатели Еа снижаются по
сравнению с данными табл. 2.3.
Из таблицы следует, что па привод насоса 4 для
подъема рециркулирующей воды к
водораспределителю 2 в блок-камерах сотового увлажнения от
КЦКП-3.15 до КЦКП-12.5 применен одинаковый
привод электродвигателя насоса с потребляемой
мощностью 0,08 кВт-ч. По данным испытаний
установлены рекомендуемые расходы орошающей воды,
которая может поступать прямо из водопровода.
Численные значения расходов орошающей воды и
рекомендуемые сечения присоединительных
водопроводных трубопроводов иредсывлены в габл. 2.4.
Оценим расход сбрасываемой в канализацию
водопроводной воды при орошении сотовых блоков
через присоединительные трубопроводы от
водопровода. Выше вычислено, что в приточном агрегате
КЦКП-3.15 при размерах фасадного сечения
орошаемого блока 60x60 дм рекомендуемая производительность
приточного воздуха !„,, = 3000 м3/ч. Наиболее часто в
системах вентиляции и кондиционирования режимы
43

Таблица 2.3
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ БЛОК-КАМЕР СОТОВОГО УВЛАЖНЕНИЯ КЦКП
КЦКП-1.6
| КЦКП-3.15
КЦКП-5
1 КЦКП-6.3
1 КЦКП-8.1
I КЦКП-8.2
I КЦКП-10
I КЦКП-12.5
| КЦКП-16
| КЦКП-20
| КЦКП-25
| КЦКП-31.5
| КЦКП-40
| КЦКП-50
| КЦКП-63
| КЦКП-80
| КЦКП-100
Обозначение
блока
060x060
090x060
120x060
120x090
120x120
150x120
180x120
180x150
180x180
210x180
210x240
(150х240)х2
(180х240)х2
Основные размеры, мм
Ширина
600
900
1200
1500
1800
2100
1500x2
1800x2

Высота Н
600
900
1200
1500
1800
2400
Эффективность Е(1
0 65
С
575
D
100
X
475
Масса*, кг
23/44
29/60
35/76
39/84
42/92
51/113
59/134
64/146
70/158
81/184
91/205
68/150x2
79/177x2
0,85
С
575
D
200
X
475
Масса*, кг
26/50
33/69
41/88
46/100
52/115
62/142
74/169
82/187
92/210
108/245
128/292
95/212x2
109/250x2
0 95
С
675
D
300
X
575
Масса*
кг
28/58
39/84
48/106
56/129
64/148
79/189
91/218
104/247
118/281
138/328
167/395
123/286x2
142/338x2
Параметры
Насос
п,
мин"'
3000

Мощность,
Вт
80
140

Напряжение, В
220/
380
Привод
клапана

Мощность,
Вт
6-12

Напряжение, В
220
*Сухая/мокрая сотовая орошаемая насадка
Размер С,мм отвечает глубине орошаемого блока,размер Дмм — глубине орошаемой сотовой насадки,а Х,мм — глубине
блок-камеры после орошаемого блока.
Таблица 2.4
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ РАСХОДЫ ОРОШАЮЩЕЙ ВОДЫ ПРИ ПРЯМОМ ПОДКЛЮЧЕНИИ К ВОДОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЮ НА
ОРОШЕНИЕ СОТОВЫХ БЛОКОВ ТРУБОПРОВОДА ВОДОПРОВОДНОЙ ВОДЫ
Размеры
блока
ВхН, дм
60x60
90x90
120x60
| 120x90
| 120x120
| 150x120
| 180x120
| 180x150
| 180x180
210x180
I 210x240
150x240x2
180x240x2
Расход воды при эффективности увлажнения Еа
0,65
Q, л/мин
2,8
4
5,7
8
9
11,4
13,3
16
11,3x2
11,4x2
Dy"
3/8
1/2
1/2x2
0,85
Q, л/мин
4
5,7
8
9
11,4
13,3
16
18
16x2
18x2
Dy"
3/8
1/2
1/2x2
095
О, л/мин
5,7
7
11,4
13,3
16
16
18
23
26,5
18x2
23x2
Dy"
1/2
3/4
3/4x2
адиабатного увлажнения используются для
увеличения влажности приточного наружного воздуха. На
рис. 2.14 представлено построение трех режимов
адиабатного увлажнения приточного наружного воздуха в
количестве 3000 м3/ч в приточном агрегате КЦКП-3.15.
Первоначально холодный наружный воздух
нагревается в два этана: процесс Н1 - Н2 — нагрев в теп-
лоотдающем теплообменнике установки блока теп-
лоутилизации от теплоты вытяжного воздуха;
процесс Н2 - /к, - нагрев в калорифере первого
подогрева от горячей воды, проходящей по трубкам
воздухонагревателя. Влагосодержание приточного воздуха
до и после калорифера dRX = dlKJl = 0,6 г/кг.
Температура но сухому термометру tlKl = 25,0Х, по мокрому
термометру £м /к, = 9,0°С, энтальпия 1/кл = 27 кДж/кг.
Преобразуем выражение (1.15) для вычисления
неизвестной температуры на выходе из блока
увлажнения:
^вых.ув.1 = U км " Еа ( U к.1 " 'м / кмЛ ^. (2.35)
На рис. 2.14 в месте пересечения линии
^/кч= const с изотермой £иыхуИ1 находим
влагосодержание на выходе dnhlxVHl (точки а, 6, в). Усвоенное
приточным воздухом количество воды в процессе
увлажнения вычисляется но формуле
^Qvb.. =Км P.UI <Чшх.у.,. " ^у1и)/Ю00,кг/ч. (2.36)
Пример а.
При Еа = 0,65 (см. табл. 2.4) для орошаемого
блока размером 60 х 60 находим подаваемый расход
44

/, кДж кг
'M/KI 9 //к1=27кД»
| с/в= 6,8 г кг
| rf<5= 5,8r кг
da- 5 i кг
du = 0,6 г кг
d, г
Рис. 2.14. Режимы адиабатного увлажнения воздуха
при трех глубинах орошаемых сотовых блоков*
а — 100 мм, б — 200 мм , в — 300 мм
воды в час из водопровода на орошение сотового блока:
<2ор = 2,8 -60 =168 кг/ч.
Согласно (2.35),
'вых.уал = 25 - °<65 ' (25 - 9> = 14'6 °С«
По I-d — диаграмме находим dUMX VB,,= 5 г/кг и
Фвых.увл = 45% (точка а).
По формуле (2.36) получим
AQWBJ] = 3000 • 1,19 • (5 - 0,6)/Ю00 = 16,4 кг/ч.
Из поддона в канализацию сбрасывается
следующий расход не усвоенной воздухом орошающей воды:
4<2ка.. - Qop - *Qy„i = 168 - 16,4 = 151,6 кг/ч.
Пример б.
При Еа= 0,85 (см. табл. 2.4) получим QoP= 4 • 60 =
= 240 кг/ч; £вых.увл= 25 - 0,85 (25-9) = 11,4°С. По 1-d -
диаграмме находим б/вых увл= 5,8 г/кг; фвых.увл = 70% (точка б):
Л(2уш1 = 3000 • \2 ■ (5.8 - 0.6)/1000 = 18.7 кг/ч:
AQKdn = 240 - 18,7 = 221,3 кг/ч.
Пример е.
Если 2^ = 0,95 (см. табл. 2.4), то 0^ = 5,7 • 60 =
=342 кг/ч; £выхувл = 25 - 0,95 • (25 - 9) = 9,8°С. По I-d
диаграмме находим б/вых увл = 6,8 г/кг; Фвыхувл = 90%; (точка в):
AQ^ = 3000 • 122 • (6,8 - 0,6) 1000 = 22,7 кг/ч;
ДО,™, = 342 - 22,7 = 319,3 кг/ч.
Проведенные расчеты позволяют сделать следующие
выводы:
с увеличением глубины сотового слоя возрастает
требуемый расход воды на орошение;
достигаемая в процессе адиабатного увлажнения
конечная относительная влажность воздуха фвых#увл не
совпадаете величиной показателя эффективности
адиабатного увлажнения Е(Г выраженного в %;
с ростом интенсивности орошения водопроводной
водой сотовой насадки возрастает сброс в канализацию
не усвоенной воздухом воды, что говорит о
целесообразности применения насосов рециркуляции воды вмесю
прямого орошения из водопровода.
Необходимо отметить, что к прямому орошению из
водопровода рекомендуется прибегать при
использовании воды с высоким содержанием минеральных солей.
При насосной циркуляции воды в процессе испарения
части воды в режимах адиабатного увлажнения
концентрация минеральных солей в воде в поддоне возрастает.
Во избежание накопления минеральных солей на
поверхности гофрированных листов сотовых блоков, а
также с целью предотвращения попадания солей в
увлажняемый воздух необходимо периодически
(например, раз в сутки) заменять воду в поддоне. Для этого на
подводе воды к поддону устанавливается нормально
открытый соленоидный автоматический вентиль (рис.
2.15), а на трубопроводе сброса воды из поддона —
нормально закрытый соленоидный вентиль. По команде
таймера, регулирующего периодичность смены воды в
поддонне, автоматический вентиль на подающем
трубопроводе закрывается, а автоматический вентиль на
сбросном трубопроводе открывается. За короткое время
происходит сброс воды из поддона, емкость которого
значительно меньше емкости поддона в форсуночных
камерах орошения (см. рис. 2.13 и 2.11).
/ 2
4 5
-=>
Рис. 2.15. Рекомендуемое
решение подвода
водопроводной воды к шаровому клапану
постоянного уровня воды в
поддоне блок-камеры
сотового увлажнения КЦКП
(поставкой не предусматривается):
1 — подвод водопроводной воды Dy (см. табл. на рис. 2.13);
2 — запорный ручной вентиль; 3 — сетчатый водяной фильтр;
4 — соленоидный автоматический вентиль; 5—обратный клапан;
6 — поддон сотового увлажнителя
Энергетические преимущества применения блок-
камер сотового увлажнения (см. рис. 2.13) но
сравнению с блок-камерой форсуночной (см. рис. 2.11)
оценим на примере приточного агрегата КЦКП-12.5. При
использовании приточного агрегата КЦКП-12.5
размер фасадного сечения блоков орошения составляет
1,2x1,2 (см. табл. 2.3). Рекомендуемый расход при
точного воздуха
!„.„ = 360U • 1,2 • 1,2 • 2,3 = 11923 м3/ч.
При Еа = 0,95 расход орошающей воды должен
быть таким (см. табл. 2.4):
Q, = 11,4-60 = 684 кг/ч.
Для подъема воды к водораспределителю и
преодоления трения трубопроводов и местных
сопротивлений требуемый напор насоса составляет
Яиас = 3 м вод. ст. = 30 кПа. Рециркуляционный насос
должен затрачивать на привод следующую мощность:
WIIdc-.op= 684-30/(1000 -3600-0,4)= 0,01 кВт.
Согласно данным табл. 2.3, в блок-камере сотового
увлажнения приточного агрегата КЦКП-12.5
45

мощность электродвигателя составляет 0,08 кВт.
Примем в сравнительных расчетах табличную величину
мощности электродвигателя насоса.
Требуемый коэффициент орошения
Вор= 684/(11923 • 1,2) " 0,05 кг воды/кг воздуха.
Для блок-камеры форсуночного орошения
приточного агрегата КЦКП-12.5 при £„=0,95 необходим
расход орошающей воды 17,3 м3/ч и напор воды перед
форсунками 252 кПа. Вычисляем требуемые мощность
электродвигателя привода насоса
^..ас.ф.ор = 17,3 - 252/(3600 • 0,6) = 2 кВт
и коэффициент орошения
2.4.3. Блок-камеры
Наиболее энергоемким является процесс парового
увлажнения. Важным достоинством метода парового
увлажнения является гарантия отсутствия
болезнетворных бактерий в увлажняющей среде, которой является
водяной пар. При температуре более 100°С погибают
болезнетворные бактерии. Поэтому методы парового
увлажнения широко применяются в системах
кондиционирования помещений операционных, реанимаций,
палат тяжелобольных, мест расфасовки и упаковки
чистых материалов и лекарств и т. и.
Для осуществления процесса парового увлажнения
используют различные конструкции генераторов
водяного пара. В системах кондиционирования воздуха
наибольшее распространение получили электрические
генераторы пара, принципиальная схема которых
показана на рис. 2.16. Конструктивно электрический парогене-
Конструктивная схема Принципиальная схема
Рис. 2.16. Принципиальная и конструктивная схемы
электрического парогенератора:
А — указатель уровня воды; В — блок управления; С —
электроды; D— перелив; Е— цилиндрический сосуд для генерации
пара; F — патрубок для присоединения наполняющего водой
трубопровода; G — патрубок для присоединения к дренажному
сбросному трубопроводу; Р— присоединение паропроводного
трубопровода; N— присоединение к электросети; S— автоматический клапан
подпитки водой; Т — автоматический клапан сброса воды;
L— автоматический контроль уровня воды; Э— автоматический
контроль подачи электроэнергии к электродам; К— кожух
ратор выполняется в форме шкафа К, в который
встроены один или несколько цилиндрических сосудов Е,
внутри которых располагаются электроды С. К
электродам через автоматически управляемые от привода Э
пускатели подводится электроэнергия N. На схеме
показано разомкнутое положение пускателей, при котором к
электродам не поступает электроэнергия.
Яф.ор= 17300 (11923- 1,2)= 1,21 ю воды/кг воздуха.
Посмотрим, в какое количество раз расход
электроэнергии и коэффициент орошения при
форсуночном орошении больше, чем при применении
орошаемых блоков:
AU-,j,op/^„ac.op = 2000/80 = 25 раз;
%ор/Я()р= 1,21/0,05 = 24 раза.
Проведенные расчеты показывают значительные
энергетические преимущества применения орошаемых
слоев вместо форсуночных оросителей в режимах
адиабатного увлажнения.
парового увлажнения
Для нормальной работы электрического
парогенератора по патрубку Fk нему должны подводиться вода
и обеспечиваться слив излишков воды в канализацию
через присоединительный трубопровод к патрубку G,
подаваться электроэнергия и быть присоединен
трубопровод Р отвода генерируемого водяного пара.
Генерация пара осуществляется в
цилиндрическом сосуде Е, заполненном водой до контролируемого
автоматическим устройством L уровня; в воду
опушены электроды С, к которым при автоматически
замкнутых контактах подается электрический ток N.
Электроды С являются проводниками электрического
тока, который проходит через слой воды. При этом
создается значительное сопротивление, которое
переходит в теплоту, затрачиваемую на нагрев воды и ее
испарение. Образовавшийся водяной пар собирается в
верхней части цилиндрического сосуда £, откуда по
паропроводу Р поступает к парораспределительному
устройству в приточном агрегате. Работа
парогенератора полностью автоматизируется через блок
управления В от настройки соответствующих клавиш,
также встроенных в декоративный кожух К. Излишки
воды сбрасываются от работы автоматического
клапана Г и через перелив D.
На рис. 2.17 представлена принципиальная схема
установки в блок-камере парового увлажнения КЦКП
парораспределителя 1.
Паропровод Р от парогенератора соединяется с
парораспределительным устройством У, располагаемым по
сечению секции парового увлажнения в составе
приточного агрегата КЦКП. Конструктивно
парораспределитель 1 выполнен из двух стальных нержавеющих труб
различного диаметра. Во внутреннюю трубу поступает
из паропровода 4 пар, который выходит в межтрубное
пространство. Через верхние отверстия в наружной
трубе пар поступает в поток воздуха, проходящий через
поперечные сечения блок-камеры парового увлажнения.
Омывание потоком воздуха наружной трубки
парораспределителя 1 приводит к образованию водяного
конденсата, который благодаря наличию уклона у
парораспределителя 1 и трубопровода возврата конденсата
самотеком стекает в парогенератор 6. Рекомендуется
располагать парогенератор 6 на расстоянии не более 1 — 1,5 м от
блок-камеры парового увлажнения.
На рис. 2.18 представлены габаритные размеры
46

>20%
Резкий перегиб
недопустим
Парогенератор
увлажнения
Рис. 2.17. Принципиальная схема установки в блок-камере парового увлажнения КЦКП
парораспределителя и его соединения с паропроводом от парогенератора:
1 — парораспределитель; 2 — крепежные детали для крепления парораспределителя к
стенке блок-камеры; 3 — патрубок присоединения парораспределителя к паропроводу от
парогенератора; 4 — паропровод; 5 — трубопровод возврата водяного конденсата в
парогенератор;
6— парогенератор, закрепленный на стене в помещении размещения приточного агрегата
V. Модель
| Размер, мм N^
А
L в
с
I Масса (сух.), кг
031
033
053
330
190
570
17
083
133
360
206
640
20
233
333
423
620
355
860
65
603
843
1020
355
860
65
Технические характеристики
парогенераторов
Модель SMU
Паропроизводитель-
ность, кг/ч
Количество секций, шт
Мощность, кВт
Напряжение, В
I Вода
I Расход воды, л/мин
I Отвод конденсата, л/мин
Трубопровод
подводящий, л/мин
Трубопровод
отводящий, л/мин
-озз
3
-053
5
-083
8
-133
13
1
2,17
3,62
5,8
9,42
-233
23
-333
33
-423
42
2
16,67
23,92
30,45
-603
60
-843
84
4
43,5
60,9
220 / 380
Питьевого качества ГОСТ 2874-84
1,2
2,5
1,6
10
3,2
6,4
9,6
3/4
3/4
11/2
Рис. 2.18. Габаритные размеры и технические характеристики парогенераторов для блоков КЦКП
различных моделей парогенераторов и их технические
характеристики. Из таблицы на рис. 2.18 следует, что
блок-камеры парового увлажнения КЦКП могут
комплектоваться моделями парогенераторов СМИ на па-
ропроизводительность от 3 до 84 кг/ч
Требуемая паропроизводительность блока
парового увлажнения вычисляется по формуле
Wnap = !„.„ Р..,, #„ых • 4J/M00. кг/ч. (2.37)
Производительность но приточному воздуху Lun
определяется проектом системы кондиционирования
воздуха. Влагосодержание приточного воздуха на входе
в блок-камеру парового увлажнения б/вх, г/кг
необходимо принимать для расчетных условий холодного
периода года, когда имеет место наиболее низкое
влагосодержание приточного наружного воздуха du |2].
Влагосодержание выходящего воздуха б/вых, г/кг
принимается по условиям выбранной проектантом схемы
кондиционера и режимов обработки приточного воздуха.
В качестве характерного примера па рис. 2.19
представлен режим приготовления приточного
наружного воздуха в системе кондиционирования палат
реанимации. По условиям теплового комфорта в
помещении поддерживаются температура воздуха
ttt= 22°C и относительная влажность фв= 50%,
влагосодержание dR= 8 г/кг. С учетом влаговыделений от
людей приточный наружный воздух должен обладать
поглотительной способностью по восприятию влаги,
и поэтому влагосодержание приточного воздуха
принято du = dmAX = 6,5 г/кг. Температура воздуха в палате
регулируется местными нагревательными
приборами, имеющими термостаты на входе горячей воды.
47

Jki
н2
Hi I О - ^.=-26°
^н=^вх=0,6г кг
Рис. 2.19. Режим парового увлажнения приточного
наружного воздуха:
Н1-Н2 — нагрев приточного наружного воздуха в установке
утилизации; Н2-/кл — нагрев в калорифере первого подогрева;
/КЛ-П — паровое увлажнение приточного наружного воздуха; П-В —
процесс поглощения влаговыделений и тепловыделений в рабочей
зоне помещения
250
500
I* — *г —
п 1
I —
•ф-
—I
*
п отв. 0 58
под паропроводы
-Ф-
L
Для снятия возможного перегрева принята tn = 20°С.
Производительность приточного агрегата КЦКП 5000 м3/ч.
По формуле (2.37) вычисляем требуемую пароироизводи-
телыюсть для увлажнения приточного наружного воздуха:
W,
пар
= 5000 • 1.19 • (6.5 - 0.6)/1000 = 35.1 кг/ч.
Процесс увлажнения воздуха паром допустимо
рассматривать протекающим при постоянной
температуре увлажняемого воздуха. Для примера (см. рис.
2.19) tHX = tlihlx = 20°С. В месте пересечения изотерм
^вих = 20°С и влагосодержания dlihlx = 6,5 г/кг находим
параметры приточного воздуха (точка П). Процесс
поглощения тепло- и влаговыделений от людей в рабочей
зоне помещения соответствует лучу процесса П-В.
Принципиально возможно температуру в рабочей зоне
tXi = 22°C контролировать по нагреву приточного
наружного воздуха в калорифере первого подогрева
(точка /к,).
По таблице на рис. 2.18 находим, что требуемая
расчетная паропроизводительность 35,1 кг/ч водяного
пара требует применения парогенератора модели
SMU-423. В зависимости от необходимой иаропроиз-
водительности по воздушному тракту в сечении блок-
камер парового увлажнения устанавливается
различное число парораспределителей.
На рис. 2.20 представлены габаритные размеры блок-
камер парового увлажнения КЦКП. Из таблицы на
рис. 2.20 следует, что длина по ходу воздуха блок-камеры
зависит от числа отверстий в боковой стенке камеры,
Размер, мм^ч,^
В
н
Количество
парораздатчиков,
устанавливаемых
в секции
пароувлажнения, п
L
"1
I <5
Масса
{корпуса, кг,
при!
1000
1500
2000
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
50
2300
63
2600
80
3200
100j
3800 |
2600 |
1. Для моделей с номинальной паропроизводительностью от 3 до 13 кг/ч; модели SMU 033-133 |
2. Для моделей с номинальной паропроизводительностью от 23 до 42 кг/ч; модели SMU 233, 333, 423 |
3. При установке двух парогенераторов с номинальной производительностью от 3 до 13 и от 23 до 42 кг/ч
4. При установке одного парогенератора с номинальной производительностью 60 или 84 кг/ч; модели SMU 603 и 803
прил = 1-500мм |
при л=2-1000 мм |
при п =3-1500 мм
при/1=4-2000 мм |
80
100
150
25
28
42
56
106
159
212
129
194
258
141
212
282
153
230
306
124
186
248
113
170
226
128
192
256
143
215
286
131
197
262
231
347
462
254
381
508
200
50
217
326
434
231
347
462
249
374
498
281
422
562
Примечание. В зависимости от длины паропроводов.температуры воздуха и требуемой степени увлажнения определенная часть пара
в виде конденсата уходит в канализацию, не создавая реального увлажняющего эффекта. Масштаб таких потерь может
составлять 5 - 25%.
Рис. 2.20. Габаритные размеры и технические показатели блок-камер парового увлажнения КЦКП
48

к которой присоединяются парораспределительные
устройства (см. рис. 2.17). Для расчета режима пароувлажне-
ния (см. рис. 2.19 ) требуется расход пара в количестве
35,1 кг/ч. Из таблицы иа рис. 2.20 следует, что при
расходе пара до 42 кг/ч на боковой стенке блок-камеры КЦКП
предусматриваются два отверстия диаметром 58 мм для
установки двух парораспределителей.
В комплект поставки парогенератора входят шланги
для паропроводов и отвода конденсата, датчик контроля
влажности.
Для примера (см. рис. 2.19) датчик контроля
влажности в помещении настраивается на требуемый
уровень фв = 50%. По команде датчика контроля
влажности изменяется пароироизводителыюсть парогенератора,
монтируемого с приточным агрегатом КЦКП.
Из таблицы на рис. 2.20 следует, что паровые
генераторы могут поставляться с различным числом
парораспределителей: при пароироизводителыюсти до
13 кг/ч парогенератор имеет одно выходное отверстие
на верхней стенке кожуха для паропровода диаметром
58 мм, что соответствует моделям парогенераторов
SMU-033 — SMU-133; при пароироизводителыюсти до
42 кг/ч на верхней стенке имеются два отверстия для
выхода паропроводов диаметром 58 мм каждый, что
характер!ю для моделей парогенераторов SMU-233 —423;
при пароироизводителыюсти до 84 кг/ч на верхней
стенке имеются четыре отверстия диаметром 58 мм
(парогенераторы SMU-603 и SMU-843).
2.5. БЛОКИ ФИЛЬТРОВ
В приточных агрегатах первыми по ходу воздуха
устанавливаются воздушные фильтры, что позволяет
предохранить поверхность последующих
технологических блоков от загрязнения пылью. В случаях
использования вытяжного воздуха в качестве источника
теплоты для нагрева приточного наружного воздуха перед
теплоизвлекающими теплообменниками необходимо
устанавливать фильтры. Для сокращения вредных
выбросов в атмосферу применение фильтров или других
очистных аппаратов [15] является обязательным.
Работа воздушных фильтров характеризуется
следующими показателями: эффективностью очистки,
иылеемкостью, удельной воздушной нагрузкой.
Степень очистки воздуха от ныли оценивается
показателем эффективности очистки:
ЛМ = ЦСКХ-С1ШХ]/СКХ1\00 %.
(2.38)
Концентрация ныли в приточном наружном
воздухе на входе в фильтр Сих, мг/м3 характеризует
начальную запыленность [15]:
0,15 мг/м3 — чистый воздух:
0,5 мг/м3 — слабо загрязненный;
1 мг/м3 — сильно загрязненный;
3 mi/m3 — чрезмерно загрязненный.
В вытяжном удаляемом воздухе начальная
концентрация пыли Сих, мг/м3 зависит от условий иылеобразова-
иия в обслуживаемой ириточно-вытяжной системе
помещении. Концентрация пыли в воздухе после фильтра Сшх
зависит от способности удерживать пыль в элементах
фильтрующего оборудования. Разность между начальной
Свх и конечной Свых концентрациями показывает на
количественное снижение пыли в м3 воздушного потока. В
формуле (2.38) используется относительная оценка
действительной задерживающей способности фильтрующего
оборудования (Свх- Свых) по отношению к начальной
запыленности воздуха Свх. Если бы в фильтрующем
оборудовании была задержана вся пыль, содержащаяся
в поступающем в агрегат воздухе, то эффективность
очистки Ат была бы 100°о. В действительности она всегда
меньше 100%. Для высокоточных производственных
технологий применяются фильтры высокой степени очистки,
получившие название «НЕРА-фильтры», с коэффициентом
Таблица 2.5
ДАННЫЕ ОБ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОЧИСТКИ ВОЗДУХА В ФИЛЬТРАХ
i IUKCU3CM ель
Эффективность очистки по весу*, Ат , %
Начальное сопротивление, Па
Рекомендуемое конечное сопротивление, Па
Скорость фильтрации, м/с
Класс очистки
G3
89
40
250
1,5
G4
92
42
250
1,5
F5
40-50
55
400
2,5
F6
60-65
60
400
2,5
F7
80-85
110
400
2,5
F8
90-95
130
400
2,5
F9
>95
150
400
2,5
* Для классов F5- F9- по пятнам атмосферной пыли Ет, %
Размер
| частиц, мкм
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
I 0,9
1.0
1.5
I 2,0
2,5
3.0
3,5
4,0
I 4,5
| 5,0
Эффективность, %
G3
3
3
3
4
5
6
7
8
9
11
25
42
55
70
80
90
95
100
G4
5
5
6
7
8
10
14
17
20
24
45
65
80
90
94
98
100
100
F5
16
17
19
22
26
30
36
41
46
51
70
86
93
98
99
100
100
100
F6
38
40
42
50
58
66
70
76
82
85
89
96
99
100
100
100
100
100
F7
40
42
50
58
66
70
76
82
85
89
96
99
100
100
100
100
100
100
F8
64
70
76
83
90
93
95
96
97
98
99
100
100
100
100
100
100
100
F9
72
79
85
90
93
95
96
97
98
99
100
100
100
100
100
100 I
100
100
49

эффективности очистки Ат = 99,97% (иногда их
называют «абсолютный фильтр»).
Фирма «Веза» может поставлять фильтры
различной эффективности очистки (табл. 2.5). В верхней
части таблицы приведены рекомендуемые расчетные
показатели фильтров различного класса очистки, в
нижней — данные об эффективности фильтров
различного класса очистки при улавливании пыли
различных размеров (мкм). Мелкая пыль в 0,1 мкм
практически не улавливается фильтрами класса
G3 и G4 Основное улавливание пыли в фильграх
этих классов наблюдается при размерах частиц от 3
мкм и выше. Поэтому фильтры класса G3 и G4
отнесены к фильтрам грубой очистки.
Наибольшая эффективность улавливания частиц
пыли малых размеров характерна для фильтров класса
F8 и F9, которые отнесены к фильтрам тонкой очистки.
В верхней части табл. 2.5 представлены данные и
начальном Рф.вх и конечном Рф#вых рекомендуемых
сопротивлениях запыленного фильтра. Располагая
данными о допустимом увеличении аэродинамического
сопротивления, можно оценить пылеёмкость фильтра
ПФ, г/м2 и вычислить время работы Тф без
восстановления или замены фильтровального материала:
Тф = ПФ • 1000/;t)///CBX - CmiJLl ч, (2.39)
через фильтр
где
L — расход проходящего
очищаемого воздуха, м3/ч;
Рф— фронтальная поверхность фильтрующего
материла, м2;
Сцх> Сных ~~ концентрация массы пыли до и
после фильтра, мг/ м3.
Величина иылеёмкости фильтра ПФ, г/м2
устанавливается по результатам испытаний определенной
конструкции фильтра. Ниже приводятся показатели
ПФ для некоторых конструкций фильтров. Фирма
«Веза» производит и поставляет воздушные фильтры в
двух конструктивных исполнениях для применения в
составе приточных и вытяжных агрегатов: блоки
ячейковых фильтров и блоки карманных фильтров.
2.5.1. Блоки ячейковых фильтров
На рис. 2.21 представлены конструктивные
элементы, габаритные размеры и данные об используемых
фильтрующих материалах в ячейковых фильтрах.
Фильтрующий материал 1 помещен в монтажные
рамки 2. Фильтрующие ячейки имеют размер фасадного
сечения, соответствующий модульной схеме 610x610 мм.
В агрегатах с производительностью по воздуху до
типоразмера КЦКП-40 фильтрующие ячейки 2
устанавливаются в корпусе блока J? сбоку по направляющим 4.
В агрегатах большей производительности по воздуху
фильтрующие ячейки устанавливаются в панели,
собираемые внутри корпуса агрегата КЦКП. Сборка
производится путем установки фильтров в монтажные
рамки и крепления их при помощи специальных пружин
Для проведения монтажных работ и последующего
обслуживания фильтра в составе агрегата КЦКП перед
блоком фильтров должна предусматриваться
промежуточная камера, конструктивные решения которой
излагаются ниже.
В табл. 2.6 представлены технические
характеристики ячейковых фильтров для агрегатов КЦКП. Из нее
следует, что в качестве фильтрующих материалов в
ячейковых фильтрах может использоваться упругое
связанное стекловолокно ФСВУ. Недостатком этого
фильтрующего материала является сравнительно
малая пылеёмкость (570 г/м2). Применение в качестве
фильтрующего материала гофрированных виниплас-
товых (ФяВБ) или металлических (ФяРБ) сеток
позволяет при одинаковом конечном аэродинамическом
сопротивлении 150 Па увеличить почти в четыре раза
пылеёмкость (соответственно до 2200 и 2300 г/м2,
см. табл. 2.6). Для обеспечения лучшего удержания
пыли гофрированные винипластовые и металлические
сетки промасливаются и укладываются слоями при
взаимной перпендикулярности гофров соседних 12
сеток в одной ячейке Регенерацию фильтров ФяВБ и
ФяРБ следует проводить по графику, заменяя часть
(до 20%) загрязненных фильтров на резервные. После
промывки в горячем содовом растворе, просушки и
последующего промасливания восстановленные ячейки
используют как резервные для замены части
запыленных фильтров.
Для оценки пропускной способности фильтров
применяется показатель удельной нагрузки, который
вычисляется по формуле
УФ = L/Рф , мЗ/ч-м2. (2.40)
Для ячейковых фильтров (см. табл. 2.6)
оценочная удельная нагрузка принята равной 7000 м3/ч*м2
В первой верхней строке табл. 2.6 указана величина
пропускной способности для одной ячейки фильтра с
F^= 0,307 м2. Она определяется из преобразованной
формулы (2.40):
^я.ф = уф fy = 7000 * °'307 = 2150 м3/ч.
Используем данные табл. 2.6 для нахождения
режимов работы ячейкового фильтра в приточном
агрегате, в который поступает воздух с производственной
площадки с начальной запыленностью CliX = 0,5 мг/м3.
По преобразованной формуле (2.38) вычислим
запыленность приточного воздуха на выходе из ячейкового
фильтра ФяВБ при Лт = 80%:
^вых — ^вх
-[Ат Свху/100,мг/м3. (2.41)
Или для рассматриваемого по (2.41) примера получим
Свых = °>5 ' (80 * 0,5)/100 = 0,1 мг/м3.
По формуле (2.39) определим время работы
фильтра, за которое конечное аэродинамическое
сопротивление возрастет до допустимого по рекомендациям
табл. 2.6:
тф = 2200 • 1000 • 0,307/((0,5 - 0,1) • 2150) = 785 ч.
Обычно производственные предприятия работают
в две смены по 16 часов в сутки. Работа ириточно-вы-
тяжных систем осуществляется только в рабочие часы
Тогда продолжительность в рабочих днях
эксплуатации ячейковых фильтров составит
т=Тф /тсут = 785/16 = 49 дней.
50

ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ЯЧЕЙКОВЫХ ФИЛЬТРОВ ДЛЯ АГРЕГАТОВ КЦКП
Таблица 2.6
Показатель
| Пропускная способность, м3/ч (при удельной
воздушной нагрузке 7000 м3/ч на 1 м2)
Начальное аэродинамическое
сопротивление, Па (кгс/м2), не более
Конечное аэродинамическое
сопротивление, Па (кгс/м2), не более
| Эффективность очистки, %, не более
Пылеемкость фильтра, г/ м2
Фильтрующий материал
Фильтры
ФяУБ
2150
40(4)
150(15)
80
570
Фильтрующий
стекловолокнистый
упругий материал
ФСВУ
ФяВБ
2150
60(6)
150(15)
80
2200
Винипластовые
гофрированные
сетки
ФяРБ
2150
50(5)
150(15)
80
2300
Металлические
гофрированные
сетки
Блоки ячейковых фильтров в агрегатах КЦКП
рекомендуется применять для приточных агрегатов в
качестве первой ступени очистки. Если требуется более тонкая
очистка приточного воздуха, то необходимо
использовать вторую ступень блоков карманных фильтров.
4
Для очистки вентиляционных выбросов
ячейковые фильтры в вытяжных агрегатах КЦКП могут быть
единственной ступенью грубой очистки, если это не
противоречит нормам защиты атмосферного воздуха
от вредных выбросов.
2 1
| Размер, мал^-^»*,,^
В
и
L
"1
д
Тип
фильтра
Класс
фильтрации
\ Масса, кг
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
260
80
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
300
100
150
25
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
1105
200
50
ФяУБ, ФяВБ, ФяРБ
G3
8
27
34
41
43
45
54
66
75
83
105
120
138
155
175
203
231
Рис. 2.21. Конструктивные элементы и габаритные размеры блоков ячейковых фильтров к агрегатам КЦКП
2.5.2. Блоки карманных фильтров
На рис. 2.22 представлены конструктивные
особенности и габаритные размеры блоков карманных
фильтров для агрегатов КЦКП. В корпусе блока 1 на
направляющих 2 устанавливаются ячейки фильтров 3,
у которых поверхность фильтрующего материала 4
увеличена путем карманного расположения
фильтрующего материала. Это позволяет значительно
увеличить фронтальное сечение и поверхность фильтра для
прохождения через него очищаемого воздуха. Развитие
фильтрующей поверхности дает возможность
понизить удельные воздушные нагрузки на фильтр,
вычисляемые по формуле (2.40). Одновременно возрастает
пылеемкость фильтровального материала ПФ.
Соответственно возрастает время работы фильтра
определяемое по выражению (2.39), до
рекомендуемого конечного повышения аэродинамического
сопротивления запыленного материала.
В качестве фильтровального материала в карманных
51

^^кцкп-
Размер, mm^V^
В
и
L
н,
д
Класс
фильтрации
Масса, кг
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
700(1000*)
80
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
740(1040*)
100
150
25
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
1105
200
50
от G3 до F9
25
70
82
85
90
95
106
125
150
165
180
280
340
380
400
450
520
Рис. 2.22. Конструктивные особенности и габаритные размеры блоков карманных фильтров для агрегатов КЦКП
фильтрах применяются полотна из гибких связанных
волокон или материал с иглопробивными
отверстиями [15; 17]. В табл. 2.6 в качестве материала чля
заполнения ячейковых фильтров представлены полотна
ФяУБ из стекловолокнистых упругих связанных
волокон ФСВУ. Полотна ФяУБ имеют при удельной
воздушной нагрузке 7000 м3/ч на 1 м2 начальное
аэродинамическое сопротивление 40 Па, а рекомендуемое
конечное аэродинамическое сопротивление
запыленного материала 150 Па. При эффективности очистки
80°о иылесмкость этого материала составляет 570 г/м2.
Оценим но (2.41) конечную запыленность
воздуха при Спх = 0,5 мг/м3:
с»ых = °'5 " (80 ' 0,5)/100 = ОД мг/м-*.
По формуле (2.39) вычисляем время работы
ячейкового фильтра с удельной воздушной нагрузкой
7000 м3/ч "а 1 м2:
тф =(570 • 1000 • 1) ((0,5 - 0,1) • 7000) = 204 ч.
В и. 2.5.1 проведены расчеты времени работы
ячейкового фильтра ФяВБ, где фильтрующий слой
образован гофрированной винииластовой сеткой,
продолжительность работы фильтра составила 785 ч, т. е.
почти в четыре раза дольше, чем с материалом ФяУБ.
Значительное увеличение продолжительности работы
фильтров из стекловолокнистых материалов ФСВУ
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ КАРМАННЫХ ФИЛЬТРОВ ДЛЯ АГРЕГАТОВ КЦКП
Таблица 2.7
1 Грубая очистка
Кондиционер
КЦКП-1.6
КЦКП-3.15
КЦКП-5
КЦКП-6.3
КЦКП-8-1
КЦКП-8-2
КЦКП-10
КЦКП-12.5
КЦКП-16
| КЦКП-20
КЦКП-25
| КЦКП-31.5
КЦКП-40
КЦКП-50
КЦКП-63
КЦКП-80
| КЦКП-100
Марка фильтра
OM-36-360-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-Зб-ЗбО-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-Зб-ЗбО-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-61-360-6-Х-С
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-Зб-ЗбО-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-Зб-ЗбО-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-Зб-ЗбО-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-Зб-ЗбО-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-Зб-ЗбО-3-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
ФМ-бб-ЗбО-6-X-G
Класс
G3
G4

Количество
шт
1
1
1
1
2
1
2
2
2
2
2
4
2
4
6
3
6
9
3
9
4
12
16
20
24
Площадь,
м2
1,6
3,1
4,7
6,2
7,8
12,4
9,4
12,4
15,6
18,6
23.4
27,9
32,7
43,6
49,6
62
74,4
Тонкая очистка ]
Марка фильтра
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-бЗб-8-C-F
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-бЗб-8-C-F
ФМ-бб-бЗб-8-C-F
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-61-635-8-С-Р
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-66-635-8-С-Р
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-Зб-бЗб-4-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
ФМ-бб-635-e-C-F
Класс
F5
F6
F7
F8

Количество
шт
1
1
1
1
2
1
2
2
2
2
2
4
2
4
6
3
6
9
3
9
4
12
16
20
24
Площадь, м2 |
F5
1,6
3,1
4,7
6,2
7,8
12,4
9,4
12,4
15,6
18,6
23.4
27,9
32,7
43.6
49,6
62
74,4
Прочие|
3,2
6,5 I
9,7 I
13,0 |
16,2
13,0
19,4
26,0 |
32,4
39,0 |
48.6
58,5
68,1
90.8
104,0
130,0
156,0
52

обеспечивается в конструкции карманных фильтров.
В табл. 2.7 представлены технические
характеристики карманных фильтров для агрегатов КЦКП.
Оценим продолжительность работы карманных
фильтров с использованием стекловолокнистых
материалов ФСВУ в приточном агрегате КЦКП-3.15 на
производительность по воздуху 3000 м3/ч. Из табл. 2.7
следует, что для агрегата КЦКП-3.15 применяется
карманный фильтр ФМ-бб-ЗбО-6-X-G с
поверхностью фильтрующего материала 3,1 м2. По формуле
(2.40) вычисляем удельную воздушную нагрузку:
УФ = 3000/3,1 = 968 муч-м-г.
По сравнению с ячейковым фильтром ФяУБ, где
удельная воздушная нагрузка 7000 м3/ч*м2,
применение карманного фильтра позволило понизить
воздушную нагрузку:
7000 968 = 7,2 раза.
Пы леем кость материала ФС В У (см. табл. 2.6)
ПФ = 570 г/м2. Оценим время эксплуатации
карманного фильтра с материалом ФСВУ:
тф = 570 • 1000 ■ 3.1/((0.5 - 0.1) ■ 3000) = 1472.5] ч.
При двухсменной работе приточных систем но 16
часов в день потребуется смена запыленных фильтров:
rUI= 1473/16 = 92 дня.
По сравнению с расчетом для ячейковых
фильтров применение карманных фильтров позволяет в
семь раз продлить срок работы фильтра без замены
фильтрующего материала.
2.6. БЛОКИ ВОЗДУХОПРИЕМНЫЕ И СМЕСИТЕЛЬНЫЕ
Указанные блоки служат для организации но- двух профильных половинок, стыковое соединение
ступления приточного или смешения наружного и
рециркуляционного воздуха в приточном агрегате.
Все клапаны выполнены по единой конструктивной
схеме и состоят из корпуса и поворотных лопаток.
Лопатки имеют одинаковое конструктивное
решение для всех типоразмеров агрегатов КЦКП. В
стенках боковых профилей клапанов устанавливаются
опорные подшипники и уплотнения. Створки
клапанов имеют общий кинематический привод, который
связывается с ручным или электрическим приводом.
Конструктивно каждая лопатка выполнена из
которых заканчивается резиновым профилем, что
гарантирует плотное примыкание соседних лопаток
в клапане. Торцевое уплотнение лопаток с боковыми
стенками корпуса обеспечивается лабиринтным
круговым упором. В пазухах боковых профилей лопаток
размещаются пластмассовые шестерни,
подшипниковые втулки и другие кинематические элементы.
Выходная ось общего привода лопаток в
клапане имеет квадратное сечение 12x12 мм и может быть
расположена по заказу проектанта системы на
любой из лопаток на любой стороне блока.
2.6.7. Передние панели с клапаном
см
| Размер, мм ^^>^
В
н
L
Ь
h
hl
б
| Масса, кг
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
95
565
310
865
1165
1465
510
1165
1125
710
57,5
1425
1725
1110
1410
2025
1710
77,5
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
75
2085
2385
2985
3585
2210
97,5
25
7
15
20
25
35
45
50
60
70
80
100
50
145
175
205
255
Рис. 2.23. Конструкция и габаритные размеры передней панели с клапаном
53

На рис. 2.23 показана конструкция передней панели 1
с клапаном 2 и даны его геометрические размеры.
Назначением клапана является организация поступления
воздуха в приточные и вытяжные агрегаты КЦКП. В корпусе 3
клапана установлены полые лопатки 4, число которых
определяется типоразмером агрегатов КЦКП. Лопатки
имеют общий кинематический привод, размещаемый
снаружи корпуса. Для приемных клапанов 2 на передней
панели агрегатов КЦКП наиболее характерно использование
электрического привода, имеющего общую
электрическую сеть питания с пускателем электродвигателя
вентилятора агрегата. При остановке электродвигателя
вентилятора на электрический привод клапана подается команда на
закрытие створок приемного клапана. При пуске
электродвигателя вентилятора передается электрическая энергия
на работу приводного электродвигателя, который через
кинематическую передачу обеспечивает перемещение
створок 4 клапана 2 в открытое положение
В гл. 1 (см. рис. 1.4, 1.14, 1.15) приведены
характерные современные технологические схемы
приготовления приточного воздуха. Во всех этих схемах приточный
наружный воздух в холодный период года подогревается
последовательно в теплоотдающем теплообменнике
блока утилизации и далее в калорифере первого подогрева.
Это обеспечивает отсутствие условий конденсации
водяных паров из приточном) воздуха на лопатках
клапанов, что позволяет не применять электрический
подогрев внутри лопаток клапанов. В указанных схемах
первыми по ходу воздуха в агрегате установлены блоки
ячейковых или карманных фильтров. Поэтому
рационально переднюю панель с клапанами крепить но
входному сечению блоков фильтров.
2.6.2. Блоки смесительные с двумя клапанами
В гл. 1 указывалось, что энергетически
наиболее рациональной является прямоточная
центральная система кондиционирования и вентиляции, в
которой круглый год приготавливается только
санитарная норма приточного наружного воздуха.
Количество приточного воздуха и
производительность агрегатов КЦКП круглый год не изменяются,
и в этих агрегатах не применяются
смесительные блоки, конструктивное решение и габариты
которых представлены на рис. 2.24.
£
35
V)
см
1
т
С
В
Г^-^кцкп-
Размер, мм ^
В
н
L
",
н2
ь
h
hl
d
| Масса, кг
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
425
8-2
10
12.5
1300
1015
525
80
1090
565
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
665
100
1700
765
40
2200
2000
865
150
95
565
865
1165
1465
310
1165
1125
410
57,5
1425
1725
510
610
2025
710
77,5
25
18
45
50
60
75
90
115
130
150
190
330
380
50
2300
63
2600
80
3200
юо|
3800
2600
1105
200
75
2085
2385
2935
3585
910
97,5
50
440
535
600
700
Рис. 2.24. Конструктивные особенности и габаритные размеры блоков смесительных с двумя клапанами
54

К панелям каркаса 1 блока крепятся два
воздушных клапана 2 и 3. Клапан 2 на торцевой стенке блока
обычно предназначен гмя прохода приточного
наружного воздуха, верхний клапан 3 — для прохода
рециркуляционного воздуха. Кинематические приводы
обеспечивают взаимообратное положение лопаток.
На рис. 2.24 показано среднее положение лопаток в
клапанах 2 и 5. что позволяет поступать в
смесительную камеру 4 приточному наружному и
рециркуляционному воздуху.
В теплый период года приточные агрегаты, как
правило, приготавливают только приточный
наружный воздух. В этом режиме работы приточного
агрегата клапаны 3 полностью закрыты, что предотвращает
поступление в смесительную камеру 4
рециркуляционного воздуха, а клапаны 2 полностью открыты.
Необходимо отметить, что кинематический
привод клапанов 2 должен быть отрегулирован таким
образом, чтобы в холодный период года при
максимальном поступлении через клапан 3 рециркуляционного
воздуха клапан 2 не был полностью закрыт и через
него проходило количество приточного наружного
воздуха LllUMluv отвечающего санитарным нормам.
Системы вентиляции и кондиционирования с
применением рециркуляционного внутреннего
воздуха характерны для помещений, где круглый год
необходимо поддерживать высокую относительную
влажность внутреннего воздуха. Характерным примером
таких помещений являются текстильные предприятия
[18], где круглый год но технологиям
производственного процесса требуется поддерживать в рабочей зоне
относительную влажность 60 — 65% при температуре
20 — 22°С. Такие параметры внутреннего воздуха
обуславливают высокое значение температуры точки
росы внутреннего воздуха (tpii = 15,7°C). В работе |18|
представлена принципиальная схема системы
кондиционирования воздуха для цеха текстильного
предприятия. Характерной особенностью схемы этой
системы кондиционирования является применение
центральной рециркуляции. В центральном приточном
кондиционере смесительная камера расположена
перед калорифером первого подогрева, что приводит к
энергетическим потерям, появлению конденсата на
лопатках воздушных клапанов и замерзанию конденсата
в потоке холодного воздуха. Как следствие, наличие
льда на лопатках нарушает работу воздушных
клапанов. Для устранения этого прибегают к устройству в
лопатках электрических нагревателей, что усложняет
конструкцию воздушных клапанов. Расход
электроэнергии на Hai рев лопаток еще больше снижает
энергетические показатели процесса смешения.
На рис. 2.25 показан режим работы системы
кондиционирования на текстильном предприятии но
схеме кондиционера из работы [18|.
/. кДж кг
г/„= 0,6 г кг
Рис. 2.25. Два режима смешения в приточном агрегате
рециркуляционного и наружного воздуха:
Нт-СМ^В — смешение рециркуляционного и холодного
наружного воздуха перед калорифером (традиционное решение [18]);
HrH2- нагрев холодного приточного наружного воздуха в теплоот-
дающем теплообменнике блока утилизации от теплоты выбросного
вытяжного воздуха (энергосберегающее решение [1]); Н2-СМ2-В —
смешение подогретого наружного и рециркуляционного
воздуха
В холодный период года в ткацком цехе но
требованиям технологии ttt= 22°C; фв= 65% [ 18|.
Расчетные параметры наружного воздуха в климате
Москвы |2| таковы: tm = -26°С; dm = 0,6 г/кг. Известно,
что параметры смеси находятся на I-d — диаграмме
на прямой линии |14], соединяющей! точки В и Hj.
Из рис. 2.25 видно, что линия смеси проходит правее
кривой ф = 100°и. Это свидетельствует об
образовании конденсата в процессе смешения и потере тем
моты вытяжного воздуха на величину теплоты
конденсации водяных паров из рециркуляционного воздуха.
Автором предложено в системах
кондиционирования в климате России в холодный период года
обязательно применять теплоутилизационные
теплообменники |1|. Применительно к режимам работы
системы кондиционирования (см. рис. 2.25) благодаря
извлечению теплоты вытяжного выбросного воздуха
приточный наружный воздух нагреется
утилизируемой теплотой в теилоотдающем теплообменнике
блока утилизации приточного агрегата КЦКП до tU2 =
-2°С (точка Н2). Прямая, соединяющая точки В и И,,
проходит левее ф = 100%, что свидетельствует об
отсутствии конденсации в процессе смешения. Нет
тепловых потерь и опасности обмерзания лопаток
клапанов в смесительном блоке. Проведенный
анализ позволяет сделать вывод об обязательности
применения смесительных блоков в приточном агрегате
КЦКП после воздухонагревательных блоков нагрева
приточного наружного воздуха.
2.7. БЛОКИ ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ
Вентиляторные блоки КЦКП предназначены для
перемещения приточного или вытяжного воздуха как
через технологические блоки, так и через
присоединительные воздуховоды и воздуховыпускные устройства.
Конструктивные особенности и геометрические размеры
вентиляторных блоков КЦКП представлены на рис. 2.26.
Блок образован из панелей У, изготовленных из
листовой оцинкованной стали, между наружным и
внутренним стальными оцинкованными листами панелей
заложен слой тепло- и звукоизоляции 2. Внутри блока
на виброизоляторах 3 установлена рама 4, на которой
монтируются вентилятор двустороннего всасывания 5
55

Исполнение с выхлопом в сторону
1
4 I
f I
А I
I
ь
4 ►
I
9
i i ^
п
г
Исполнение с выхлопом вверх
1 2
1 2
Г^-^кцкп-
Размер, мм**'-*.^
№
вентилятора
В
н
"1
L
b=h
"1
5
Масса, кг
1.6
1.4-
1.6
3.15
1.8-
2.5
700
450
5
2.5-
3.15
1000
6.3
2.8-
3.15
1300
8-1
2.8-
3.15
1600
800
8-2
3.15-
4
10
4
12.5
5
1300
1015
80
800
1000
1250
1090
16
5-
6.3
1600
20
6.3
25
6.3,
7.1
31.5
7.1
1900
1400
100
1500
1750
2000
1700
40
8,9
2200
2000
150
2050
2250
2450
50
9
2300
63
9,10
2600
80
ю,
11.2
3200
100
10-
12.5
3800
2600
200
2850
3500
В зависимости от вентилятора
82,5
102,5
57,5
25
35
65
120
165
195
225
275
385
430
540
1030
1250
77,5
50
1450
1500
1600
2200
Рис. 2.26. Конструктивные особенности и габаритные размеры вентиляторных блоков
и приводной электродвигатель б. Передача вращения
ротора электродвигателя 6 к рабочему колесу
вентилятора 5 осуществляется через клиноременную передачу 7.
Выхлопной патрубок 8 вентилятора 5 соединяется с
выхлопным отверстием 9 в панели 1 блока через вставку 10.
Диаметры рабочих колес вентиляторов в блоках
КЦКП изменяются от 140 до 1400 мм. Рабочие колеса
изготавливаются в двух конструктивных исполнениях:
с загнутыми вперед лопатками из оцинкованной
стали, что создает повышенные давления, но более
низкий КПД и более высокий уровень шума;
с загнутыми назад лопажами, изготовленными из
стали с покрытием или из полиамида, упрочненного стек-
56
ловолокном, что обеспечивает повышение КПД и
снижает создаваемый шум.
Выбор конструктивного исполнения рабочего колеса
производится фирмой «Веза» по данным Опросного
листа (см. рис 1.18), заполняемого заказчиком-проектантом.
Расход электроэнергии на привод
электродвигателя вентилятора вычисляется но формуле
К» = I Р1Ш/(3600 пви;,кВт. (2.42)
Расход воздуха I, м3/ч через агрегат КЦКП
определяется расчетом и выбором режимов работы
системы (см. гл. 1). Общее требуемое давление вентилятора
рпю кПа зависит от аэродинамического сопротивления

ЕАРКцКП всех технологических блоков КЦКП,
входящих в приточный или вытяжной агрегат, и
необходимого давления для преодоления
аэродинамического сопротивления сети АРССТ. Проектант может
выбирать различную скорость движения воздуха в
поперечном сечении технологических блоков, что
оказывает решающее влияние на величину суммарных
аэродинамических сопротивлений агрегата ZAPKUKII.
В табл. 2.8 представлены расчетные аэродинамические
сопротивления отдельных функциональных блоков
КЦКП в зависимости от скорости воздуха в их
поперечном сечении Из таблицы видно, что увеличение
скорости воздуха в два раза (с 2 до 4 м/с) приводит к
возрастанию аэродинамического сопротивления почти
в пять раз. Из формулы (2.42) следует, что при
одинаковых значениях L и КПД вентилятора Г|В11 увеличение
скорости воздуха в два раза приводит к
возрастанию потребляемой мощности в пять раз. Учитывая
длительный срок работы агрегатов КЦКП (не
менее 20 лет), долговременное снижение
эксплуатационных расходов более рационально, чем экономия
на первоначальных затратах на агрегаты КЦКП
Примечания:
1. Аэродинамическое сопротивление блока
теилоутилизации на теплообменниках уточняется
но действительным режимам.
Таблица 2.8
АЭРОДИНАМИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ ФУНКЦИОНАЛЬНЫХ БЛОКОВ, (ПА)
Скорость, м/с
Передняя панель
с одним верти- Fl
кальным И
| клапаном
Блоки приемно-смесительные
Блоки фильтров
С одним П 1
клапаном | |
С одним |-И-.
клапаном | |
С двумя гч
клапанами Ц |
С тремя rnrZL
клапанами |р |
Грубой
очистки
ячейковый G3
Грубой и тонкой
очистки
карманный G3 - F9
Блок

воздухонагревателя
к
в
н
I 1—
ьлок воздухо- г
охладителя
с сепаратором и
| поддоном *-
Блоки теплоугилизации
Блоки увлажнения
Натеп-
лооб-
мен-
никах
н

Пластинчатый

Вращающийся
Форсуночного ИГ
орошения Р'
Сотового
1 увлажнения
Парового
увлажнения
Блок шумо- [г
глушения [L
1 Блок-камера
промежуточ-
| ная
01
ш
^1/11
к>
Y s
L^
31
ж
5
т
\
i
2,0
6
10
10
12
20
35
45
12
10
8
7
7
12
8,5
85
140
85
75
55
70
1
20
35
2
Типоразмер КЦКП-
2,5
10
15
15
20
30
55
70
19
17
13
12
12
19
13,5
130
220
125
110
85
105
1,25
25
50
2,5
3,0
14
20
20
28
50
80
100
25
23
19
16
16
26,5
19
190
320
200
155
120
155
1,5
40
75
3
3,5
19
27
27
36
61
110
135
32
29
24
21
21
33,5
24
260
435
260
230
165
215
1,75
60
110
3,5
1.6-100
4,0
25
35
35
50
80
140
176
41
35
29
26
25
40
29
340
570
340
300
215
280
2
80
140
4
Примечание
Исходное сопротивление
1,8 Сопротивление
2,0 одного ряда при
2,5 указанном шаге
3,0 пластин
3,5
Сопротивление одного
ряда с влаговыпадением
и без него
Первый и второй контуры
приняты из 6 рядов
Первый и второй контуры
При глубине орошаемой
насадки 100 мм
Средние значения
L= 1000 мм
L = 2000 мм
При повороте
потока воздуха
57

2. Аэродинамическое сопротивление орошаемых
слоев глубиной 200 и 300 мм возрастает
соответственно повышающим коэффициентам 1,35 и 1,8.
Аэродинамическое сопротивление сети
присоединяемых воздуховодов АРССТ зависит от принятых
проектантом решений по трассировке воздуховодов,
скоростей воздуха в них, числа и формы местных
сопротивлений. Во избежание возникновения
аэродинамических шумов в элементах системы рекомендуется
скорость воздуха ограничить до 6 м/с.
Для выбора рационального режима работы
вентилятора при высоких КПД в системе необходимо
оценить возможные аэродинамические сопротивления
агрегата и сети, на которую работает вентилятор.
Проведем расчеты аэродинамических
сопротивлений приточного и вытяжного агрегатов для
центральной системы кондиционирования, в которой
функциональные блоки КЦКП собраны но схеме рис. 1.17.
Приточный агрегат собирается на базе блоков КЦКП-16 и
имеет номинальную производительность по воздуху
13 тыс. м3/ч при г>(})= 2 м/с. Последовательно по ходу
приточного воздуха в приточном агрегате применены
следующие функциональные блоки КЦКП:
передняя панель с клапаном — 6 Па;
фильтр карманный G3, для которого (см. табл. 2.5)
конечное сопротивление запыленного фильтра
рекомендуется равным 250 Па;
шестирядный теплообменник блока утилизации с
а)
GXHB/GXLB -5-050
Диаметр колеса D = 500 мм
мин
2800-1
2600
2400
2200
2000
1800
1600
1400
1200
1000
г1
0,999
0,999
0,998
0,997
0,995
0,993
0,990
0,985
■0,977
9 110 м3/с
)0 О, м3/ч
10
Н г-т-
с,м/с
насосной циркуляцией антифриза — 18 Па;
калорифер первого подогрева двухрядный — 16 Па;
блок с орошаемой сотовой насадкой
глубиной 200 м - 95 Па;
воздухоохладитель шестирядный с сепаратором
и поддоном — 72 Па;
калорифер второго подогрева двухрядный — 16 Па.
Итого: 1ДРКЦКИ=503 Па.
Аэродинамическое сопротивление сеги
присоединительных воздуховодов, по расчетам в проекте,
PtTT = 400 Па.
Общее требуемое давление вентилятора приточного
агрегата на блоках КЦКП и приточной сети
Рв,
503 + 400 = 903 Па = 0.903 к! 1а.
Для вентиляторных блоков КЦКП-16 (см. рис. 2.26)
фирма «Веза» применяет вентиляторы с диаметром
рабочего колеса 500, 560 или 630 мм. Предпочтение
следует отдавать конструктивному решению вентилятора
с большим Г|Ш| и меньшим уровнем шума.
По результатам расчета системы
кондиционирования, часть которых представлена выше, определены
требуемая производительность L = Q= 13000 м3/ч и
развиваемое давление рш = 903 Па. На рис. 2.27 даны
размерные характеристики вентиляторов с диаметром
рабочего колеса 500 мм. Характеристики представлены
31
1000013000
5 6 7 8 9 О. м/с
20000 30000 О, м3/ч
—г-
—г
40 60 80100 150 200 300400 pd, Па
200 300 500 pd*, Па
200 300 400 600 pd*. Па
100 200 280 pd.na
Рис. 2.27. Размерная характеристика вентилятора с двумя конструкциями лопаток рабочего колеса вентиляторных блоков КЦКП:
а)характеристики для рабочего колеса с лопатками,загнутыми назад; бихарактеристики для рабочего колеса с лопатками,загнутыми вперед
58

для двух конструктивных решений рабочих колес: с
лопатками, загнутыми назад, что обеспечивает повышение
КПД вентилятора; с лопатками, загнутыми вперед, что
обусловливает создание большего давления
воздушного потока при меньших оборотах рабочего колеса но
сравнению с лопатками, загнутыми назад, но
имеющими более низкий КПД и более высокий уровень
создаваемого шума.
На характеристиках для обеих конструкций
рабочих колес по заданным Q и ртх найдены рабочие точки
режимов работы вентиляторов ВН. Для рабочего колеса
с лопатками, загнутыми назад (рис. 2.27, а) построением
получены следующие режимы работы:
КПД вентилятора Г|ш, = 81%;
число оборотов рабочего колеса п = 1600 мин1;
уровень создаваемого шума 83 дБА.
Из рис. 2.27, а видно, ч го полученное число оборотов
рабочего колеса с лопатками, загнутыми назад, меньше
рекомендуемого максимального значения 2100 мин1,
что определяется прочностными показателями
конструкции. По формуле (2.42) вычисляем требуемую мощность
приводного электродвигателя вентилятора:
NnH = 13000 • 0.903/(3600 ■ 0.81) = i кВт.
Для рабочего колеса с лопатками, загнутыми вперед
(рис. 2.27.6), построением получены следующие
режимы работы:
КПД вентилятора Г|В|1 = 66%;
число оборотов рабочего колеса п = 1000 мин1;
уровень создаваемого шума 87 дБА.
По условиям механической прочности рабочего
колеса (см. рис. 2.27, б) указано наибольшее число оборотов
п = 1300 мин1, что выше требуемого рабочего режима. По
формуле (2.42) вычисляем необходимую мощность
при во/и ют электродвигателя веч иилятора:
Nnu = 13000 • 0,903/(3600 • 0,66) = 5 кВт.
Сравнение показывает, что по энергетическим и
шумовым характеристикам предпочтение следует
отдать вентиляторному блоку с вентилятором с
рабочим колесом с лопатками, загнутыми назад.
Необходимо отметить, что графики характеристик для
рабочих колес с загнутыми назад лопатками имеют круто
падающий характер с повышением
производительности Q при одинаковом числе оборотов. Необходимо
избегать этой области режимов работы вентиляторов.
На рис. 1.17 представлена принципиальная схема
вытяжного агрегата в центральной системе
кондиционирования, включающего по ходу вытяжного
воздуха в количестве Ly = Qy = 13000 м3/ч технологические
блоки КЦКП-16, которые при скорости в фасадном
сечении 2 м/с обусловят следующие величины
аэродинамических сопротивлений:
передняя панель с клапаном — 6 Па;
фильтр ячейковый G3, для которого (см. табл. 2.4)
рекомендуется конечное сопротивление запыленного
фильтра, — 250 На;
шестирядный теплообменник установки
утилизации с выходным сепаратором и поддоном для
сбора конденсирующейся влаги в режиме охлаждения и
осушения выбросного вытяжного воздуха — 72 Па.
Итого: 1АРКЦК11 = 328Па
Аэродинамическое сопротивление сети вытяжных
воздуховодов и устройств для выброса удаляемого
воздуха в атмосферу, по расчетам в проекте,
Рт = 328 + 300 = 628 На = 0,628 кПа.
Оцениваем режимы работы блока вытяжного
вентилятора по размерным характеристикам рис. 2.27.
В месте пересечения вертикали Q= 13000 м3/ч и
горизонтали Р1Ш= 628 Па находим точки ВН^.
Для рабочего колеса с лопатками, загнутыми назад
(см. рис. 2.27, а), получены следующие режимы работы:
КПД вентилятора r|ml = 79%;
число оборотов рабочего колеса п = 1400 мин1;
уровень создаваемого шума 81 дБА.
По формуле (2.42) вычисляем требуемую
мощность приводного электродвигателя вентилятора:
NHH = 13000 • 0,628/(3600 ■ 0,79) = 2,9 кВт.
Для рабочего колеса с лопатками, загнутыми
вперед, имеем следующие режимы работы:
КПД вентилятора r|mi = 67%;
число оборотов рабочего колеса п = 820 мин1;
уровень создаваемого шума 83 дБ А.
Вычисляем мощность приводного
электродвигателя вентилятора:
NHH = 13000 • 0,628/(3600 ■ 0,67) = 3,4 кВт.
Преимущество может быть отдано варианту
рабочего колеса с лопатками, загнутыми назад.
2.8. БЛОКИ ШУМОГЛУШЕНИЯ
На уровень комфортности от работы систем
вентиляции и кондиционирования воздуха значительное
влияние оказывает уровень шума, проникающего в
обслуживаемые помещения при работе оборудования
этих систем. Для глушения аэродинамического и
механического шума от работы оборудования в приточных
и вытяжных агрегатах КЦКП применяются блоки шу-
моглушеиия, конструкция и габаритные размеры
которых представлены на рис. 2.28.
В панельном каркасном блоке 1 в сечении но всей
длине блока L установлены перфорированные
пластины 2, заполненные шумопоглощающим материалом 3.
Для улучшения обтекания воздушным потоком шумо-
глушащих пластин 2 на входе воздуха на концах
пластин предусмотрены обтекатели 4. Шум создается
волновым движением упругой среды. Звуковая волна
характеризуется звуковым давлением, выражаемым формулой
/. = 20lg//;n/po/, 1Б,
(2.43)
где /?ср — среднеквадратичное значение звукового
давления в точке измерения, Па; р()— пороговая
величина звукового давления, равная 210 Г) Па.
Проходя через блок шумоглушителя 1, воздушный
поток омывает перфорированные шумоглушащие
пластины 2. Звуковые волны из воздушного потока
проникают в шумоглушащий материал 3, заполняющий
пластины 2. Проходя по лабиринту волокон шумоглуша-
щего материала 3, звук теряет звуковое давление,
59

Г'^кцкп-
Размер, мм ^"""^о»^
В
н
L
н,
д
1000
1500
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
8-2
10
12.5
1300
1015
605; 1105; 1605; 2105
80
1090
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
1700
40
2200
2000
645; 1145; 1645; 2145
100
150
25
45
80
60
90
70
105
75
110
80
120
90
135
100
150
110
165
150
225
160
240
240
360
260
390
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
685; 1185; 1685; 2185
200
50
270
405
300
450
330
495
380
570
Рис. 2.28. Конструктивные элементы и габаритные размеры блоков шумоглушения КЦКП
что снижает энергию давления звуковой волны по
сравнению с пороговой величиной звукового давления р0.
Чем больше длина пути воздушного потока по блоку /,
тем значительнее снижение величины звукового
давления /?ср и, следовательно, уровня шума.
В табл. 2.9 приведены данные о величинах
снижения звуковой мощности в октавных полосах со
среднегеометрическими частотами от 63 до 8000 Гц. Видно,
что с увеличением длины блока шумоглушения КЦКП
с 1 до 2 м при частоте 1000Гц уровень звуковой
мощности снижается почти в два раза.
В работе [201 представлена общая методика
разработки и реализации мероприятий защиты от шума. В
работе [7] излагаются методические основы,
справочные данные и методические указания по защите
кондиционируемых помещений от шума, создаваемого
системами кондиционирования воздуха. Отметим
некоторые положения по этим вопросам.
В кондиционируемых помещениях следует
поддерживать следующие уровни звукового давления [211:
палаты больниц и санаториев, операционные
больниц — 25 дБА;
жилые комнаты, жилые помещения домов отдыха,
спальные помещения в детских дошкольных
учреждениях — 30 дБА;
кабинеты врачей больниц, поликлиник, номера
гостиниц — 35 дБА;
учебные классы, читальные залы — ±0 дБА;
залы кафе, ресторанов, столовых — 50 дБ А;
спортивные залы, торговые помещения — 55 дБ А;
рабочие помещения административных зданий с
речевой связью по телефонам — 45 дБА;
рабочие места в шумных цехах — 70 дБА.
Субъективное представление об уровне
создаваемого шума можно составить по следующим примерам [7|:
мощный оркестр — 130 дБА;
движение поезда в метро — 90 дБ А;
нормальный разговор — 70 дБА;
шум в учреждении — 60 дБА;
тихий разговор — 50 дБА;
шепот — 40 дБА.
Существующий в помещении шум от работы
Таблица 2.9
СНИЖЕНИЕ УРОВНЕЙ ЗВУКОВОЙ МОЩНОСТИ БЛОКАМИ ШУМОГЛУШЕНИЯ КЦКП

Типоразмер
КЦКП-3.15
КЦКП-5...
КЦКП-100
Длина
пластин,
м
0,5
1
1,5
2
0,5
1
1,5
2
Снижение уровня звуковой мощности, дБ, в октавных полосах со
среднегеометрическими частотами Гц
63
0,5
1
1
1,5
1,0
1,5
2
3
125
1,5
3
4
5
1,5
3
5
7
250
3,5
7
9
12
6
12
18
22
500
9
20
27
35
9
18
25
32
1000
12
25
34
42
8
15
20
25
2000
9
18
24
30
6
12
15
18
4000
8
16
21
25
4,5
9
12
14
8000
5 5
11
13
14
4
8
11
13
Примечания. По дополнительному заказу кондиционеры могут комплектоваться шумоглушителями длиной 500 мм
Дальнейший расчет шумовых характеристик — согласно стандартной методике [20]
60

оборудования систем вентиляции и
кондиционирования воздуха не должен мешать труду и отдыху.
Поэтому при проектировании систем вентиляции и
кондиционирования должны учитываться уровни шума,
создаваемого вентиляторами, насосами, холодильными
машинами. В п. 2.7 показаны уровни шумов,
создаваемых работой вентиляторного блока КЦКП-16 в
составе приточного и вытяжного агрегатов системы
кондиционирования воздуха помещений учреждений.
Наличие технологических блоков КЦКП в составе
приточного и вытяжного агрегатов снижает уровень шума,
создаваемого работающими вентиляторами. В |7|
приведены данные о снижении уровня шума на частоте
1000 Гц при наличии по воздушному тракту
следующих конструктивных элементов:
наружная воздухозаборная решетка — 3 дБА;
карманные и ячейковые фильтры из
стекловолокна — 26 дБА;
воздухонагреватель двухрядный — 8 дБА;
воздухоохладитель с сепаратором — 17 дБ А;
блок адиабатного увлажнения сотовый — 10 дБА
Для приточного агрегата (см. рис. 1.15) наличие
технологических блоков со стороны всасывания
приточного вентилятора обеспечивает следующее
снижение мощности звука:
наружный воздухозабор — 3 дБА;
карманные фильтры — 26 дБА;
шестирядный теплообменник — 16 дБ А;
двухрядный калорифер — 8 дБА;
блок адиабатного увлажнения — 10 дБ А;
воздухоохладитель с сепаратором — 17 дБ А;
двухрядный калорифер — 8 дБ А.
Итого: 88 дБА.
Расчет показывает, что со стороны всасывания
приточного агрегата от его работы на улицу не будет
проникать шум. Со стороны притока работающего на
сеть вентилятора некоторое шумоглушение
осуществляется на сетевых участках. Однако при плохой
аэродинамике местных сопротивлений и высоких
скоростях воздуха может создаваться дополнительное шу-
мообразование. Снижение звуковой мощности в сети
воздуховодов определяется расчетом последовательно
для каждого элемента сети и затем суммируется:
Д^р.сет~^Д^рг » ДБа>
г=[
(2.44)
где 1р/- — снижение уровня звуковой мощности на
отдельном участке сети, дБ А; п — число элементов сети,
в которых учитывается снижение звуковой мощности.
Расчет глушения шума (или повышения) на
отдельных участках сети проводится по принятой
методике, приведенной, например, в работах [7, 20, 21].
Необходимое снижение звуковой мощности от
работающего вентилятора вычисляется по формуле
^шум.гл ~~ -^вн " ^р.сет " ^р.ном» Д^А. yZAD)
Допустимый уровень шумности в помещении от
работающего вентилятора Lpmm определяется
нормативными требованиями. Принимаем, что система
кондиционирования воздуха обслуживает зал кафе и
LpnoM = 50дБА. В сети воздуховодов много прямых
участков, скорость воздуха не выше 5 м/с, и это
обеспечивает снижение шума на 10 дБА. В помещениях кафе
раздача приточного воздуха осуществляется через
эжекторные воздухораспределители, которые
снижают уровень шума па 10 дБА. Общее снижение в
приточной сети звуковой мощности
ALpxcT= 10+10 = 20дБА.
По характеристикам приточного вентилятора
(см. рис. 2.27) в выбранном режиме работы получим
уровень шума от вентилятора Lmi = 83 дБА. По
формуле (2.45) вычисляем требуемое снижение звуковой
мощности в блоке глушителя КЦКП-16:
ALmyMЛ71= 83 - 20 - 50 = 13 лБА.
По табл. 2.9 выбираем при частоте 1000 Гц
шумоглушитель КЦКП-16 длиной 1 м, обеспечивающий
требуемое снижение шума.
На схеме приточного агрегата (см. рис. 1.17)
шумоглушитель не показан. По результатам проведенных
выше расчетов необходимо дополнить приточный
агрегат шумоглушителем. Для этого следует применить
блок вентилятора с выхлопным отверстием па
передней стенке. После блока вентилятора нужно
установить промежуточную секцию для распределения
потока воздуха из выхлопного патрубка вентилятора. Блок
шумоглушения устанавливается после промежуточной
секции, и выступающие обтекатели 4 (см. рис. 2.28)
входя г в промежуточную камеру.
Представленная на рис. 1.17 технологическая
схема вытяжного агрегата имеет на стороне всасывания
следующие технологические блоки, которые
обеспечивают снижение звуковой мощности со стороны
всасывания вентилятора:
воздухозаборный клапан — 3 дБА;
ячейковый фильтр — 26 дБА;
воздухоохладитель с сепаратором — 17 дБ А.
Итого: 46 дБА.
По номограмме рис. 2.27 выбранный режим
работы вытяжного вентилятора характеризуется
создаваемым шумом Лвн= 81 дБА. По нормам, в помещении
может быть шум ЬрШШ = 50 дБ А. В соответствии с (2.45)
определяем требуемую звуковую мощность глушителя
на стороне всасывания в вытяжной агрегат:
^...ум.г.Г 81 - 46 - 50 = -15 дБА.
Расчет показывает, чт на стороне всасывания
вытяжного агрегата не требуется устанавливать
шумоглушитель.
На стороне выброса удаляемого воздуха в
атмосферу необходимость применения шумоглушения в
вытяжном агрегате определяется местом расположения в
здании выбросных устройств и требованиями к шумности
окружающей здание территории. Подробные
рекомендации но глушению шума на стороне выбросов
вытяжного воздуха в атмосферу изложены в работе |20|.
2.9. КАМЕРЫ ПРОМЕЖУТОЧНЫЕ
На рис. 2.29 представлены конструктивные осо- нелей 1. Боковые стенки 2 могут быть съемными и ис-
бенности и габаритные размеры камер промежуточных пользуются в качестве вспомогательного элемента в
КЦКП. Блок промежуточных камер собирается из па- приточных и вьпяжных агрегатах С помощью камер
61

промежуточных можно обеспечить доступ к любому камер промежуточных, в которые входят направля-
технологическому блоку В и. 2.8 было показано, чго ющие обтекатели пластин шумоглушения. С помо-
применение блоков шумоглушителей после блока вен- щыо камер промежуточных можно изменять на-
тиляторов требует обязательного использования правления всхшушных потоков.
Г^-^кцкп-
| Размер, мля^^-х.,,,^
В
и
L
н1
д
Масса, кг
1.6
3.15
700
450
5
1000
6.3
1300
8-1
1600
800
425
8-2
10
12.5
1300
1015
1090
565
80
16
1600
20
25
31.5
1900
1400
665
100
1700
765
40
2200
2000
865
150
25
12
45
55
60
65
70
75
85
95
100
200
220
50
2300
63
2600
80
3200
100
3800
2600
1105
200
50
240
255
275
310
Рис. 2.29. Конструктивные особенности и габаритные размеры камер промежуточных КЦКП
62

Глава 3
Кондиционеры компактные
панельные
3.1. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ КОМПАКТНЫХ ПАНЕЛЬНЫХ КОНДИЦИОНЕРОВ
7
Кондиционеры компактные панельные (ККП)
производительностью по приточному воздуху от 500 до
2000 м3/ч предназначены для систем вентиляции и
кондиционирования. С учетом номинальной
производительности по воздуху компактные кондиционеры
получили следующие условные обозначения: ККП-0,5
(имеют производительность 0,5 тыс. м3/ч); ККП-1
(соответственно 1 тыс. м3/ч); ККП-1,5 (1,5 тыс. м3/ч);
ККП-2(2тыс.мЗ/ч)[22].
Кондиционеры выполнены в форме моноблочной
конструкции высотой 385 мм и шириной 655 мм.
Длина агрегата зависит от числа и размеров
технологических блоков, применяемых заказчиком в моноблочной
конструкции. Ограждающие панели имеют толщину
25 мм и изготавливаются в форме «сэндвичей» из
оцинкованной стали толщиной 0,7 мм. В случаях
повышенного воздействия окружающей воздушной
среды (например, при наружной установке агрегатов) по
заявке заказчика внешние поверхности ограждающих
панелей покрываются эпоксидной порошковой
краской в специальной сушильно-окрасочной камере. Это
значительно повышает стойкость поверхностей к
коррозионным воздействиям внешней среды.
Боковые панели каркасной конструкции
являются несущими и несъемными. Обслуживание
внутренних блоков кондиционеров осуществляется через
съемные верхние и нижние панели. На рис. 3.1 показан
ККП для подвесного монтажного положения при
снятой нижней панели. Благодаря снятию нижней панели
открывается доступ для эксплуатационного
обслуживания технологических блоков агрегата.
В Опросном листе (см. далее) перечисляются тех-
8
10
.Г
■^к
**>*ч
\
Рис. 3.1. Моноблок кондиционера компактного панельного
для подвесного монтажного положения со снятой нижней
панелью:
/ — воздухозаборный клапан с электроприводом; 2 —
боковые несущие панели; 3— карманный фильтр; 4 — секция
теплообменника; 5—секция вентилятора с приводным электродвигателем;
6 — гибкая присоединительная вставка к приточному воздуховоду;
7— крепежные элементы для подвесного монтажного положения;
8 — датчик контроля запыленности фильтра; 9 — контроль работы
теплообменника; 10— контроль работы вентилятора
нологичсские блоки, из которых может быть собран
агрегат ККП. Последовательность и число
технологических блоков определяются принятыми в проекте
системы вентиляции или кондиционирования воздуха
режимами обработки приточного или вытяжного воздуха.
Ниже рассмотрим конструктивные особенности
технологических блоков агрегатов ККП
3.2. ВОЗДУХОЗАБОРНЫЙ КЛАПАН
Воздухозаборные клапаны предназначены для
обеспечения забора или отсечения наружного воздуха
от агрегата. Обычно электрический привод воздушных
клапанов сблокирован с пускателем электродвигателя
вентилятора. При пуске электродвигателя
вентилятора обеспечивается работа электропривода
воздушных клапанов, которые открываются для поступления
приточного наружного воздуха. При остановке
электродвигателя вентилятора воздушные клапаны
закрываются. Габаритные размеры воздухозаборного
клапана показаны в прямоточном агрегате ККП на рис. 3.2.
При рециркуляции в агрегат ККП добавляется
смесительная секция, в которой используются два
воздушных клапана с электроприводами.
Конструктивно воздухозаборный клапан состоит
из корпуса, поворотных лопаток, опорных
подшипников, уплотнения и привода. Оенки корпуса клапана
собираются на самонарезных винтах. Корпус и лопатки
изго1авливаю1СЯ из специальных фасонных профилей.
В боковых стенках корпуса имеются пазы, в
которых разметаются шестерни, подшипниковые втулки и
другие кинематические элементы. Поворотные
пустотелые лопатки также имеют пазы для креплений
полуосей на боковых сторонах и уилотнительной резины по
длине створок. В качестве уплотнителя используется
профильная морозостойкая резина, которая
обеспечивает плотное сопряжение лопаток между собой при
закрытом положении. Это создает высокую
герметичность и надежность при низких температурах
наружного воздуха в климате России.
Кинематическая связь лопаток между собой
осуществляется через торцевые пластмассовые шестерни.
У одной из лопаток предусматривается выходная ось
квадратного сечения 12x12 мм, которая соединяется с
приводом. Привод может быть ручным или
электрическим, что оговаривается в Опросном листе заказчиком.
63

125 ,
W
A
►
1
0
8
^
<
L
►
130
в
Вид А
Вид В
565
635
со
4
4 205 >
675
►
ж~~
А
Ю
см\\ 5
т *■
А I
ю
см
т ▼
Рис. 3.2. Приточный агрегат ККП с воздухозаборным клапаном для поступления наружного приточного воздуха (по стрелке А):
/ — воздухозаборный клапан одинаковых размеров для всех типоразмеров агрегатов ККП
Электрические приводы бывают двухпозиционными и для обеспечения такого положения створок воздушных
пропорциональными. Двухиозиционные обеспечивают клапанов, при котором достигается желаемая ироиор-
открытое или закрытое положение створок клапана и ция смеси наружного и рециркуляционного воздуха,
обычно применяются в прямоточных агрегатах. Про- Тип привода оговаривается заказчиком в
порциональные электрические приводы применяются Опросном листе.
3.3. ВОЗДУШНЫЙ ФИЛЬТР
Фильтровальные секции агрегатов ККП
комплектуются ячейковыми (класс очистки EU-3 согласно
действующему европейскому стандарту EN779) или
карманными (класс очистки от EU-3 до EU-8)
фильтрами. По специальному заказу возможно применение
фильтров двухступенчатой очистки.
Ячейковые фильтры относятся к фильтрам грубой
очистки. Они предназначены для очистки воздуха при
запыленности более 1 мг/м3 и дисперсности частиц
более 10 мкм. Конструктивно ячейковые фильтры
выполнены в форме рамочной кассеты, заполняемой
фильтрующим материалом. Винипластовые и
металлические гофрированные сетки по 12 штук
укладываются в кассеты при взаимно перпендикулярном
расположении гофров. Для лучшего удержания
улавливаемой пыли фильтрующую поверхность
промасливают. Карманные (мешочные) при одинаковом
размере фасадного сечения рамки имеют более
развитую фильтрующую поверхность.
В табл. 3.1 представлены габаритные размеры
воздушных фильтров для агрегатов ККП. Использование
гибких волокнистых материалов позволяет создать
карманные фильтры грубой очистки класса очистки
EU-3 с большей поверхностью фильтрующего
материала по сравнению с конструктивным ячейковым
исполнением фильтров этого же класса очистки.
Развитие фильтрующей поверхности увеличивает пылеем-
кость фильтра и, тем самым, сроки непрерывной
Таблица 3.1
ГАБАРИТНЫЕ РАЗМЕРЫ ФИЛЬТРОВ ДЛЯ АГРЕГАТОВ ККП
Характеристики
Марка фильтра
Высота рамки, мм
Ширина, мм
Ширина рамки, мм
| Глубина мешков, мм
| Количество карманов, шт
Карманные фильтры
Грубая очистка
G3, G4
ct>M-36-360-3-X-G3
287
592
25
360
3
Тонкая очистка
F5, F6, F7, F8
OM-36-635-4-C-F
287
592
25
635
4
Ячейковые фильтры
Грубая очистка
G3
ФЯВ, ФЯР, ФЯУ
287
592
50
—
—
64

работы филы ров между заменами запыленного материала.
Фильтры тонкой очистки класса EU-5 -EU-8
предназначены для задержания мелкодисперсной ныли
с начальной концентрацией менее 0,5 мг/м3. В качестве
фильтрующего материала используются связанные в
полотно супертонкие стекловолокна с убывающей
плотностью волокон но направлению движения
воздуха через фильтрующее полотно. Фильтрующие
запыленные волокна не регенерируются.
Технические характеристики ячейковых и
карманных фильтров для агрегатов ККП представлены
в табл. 3.2.
Т а б л и ц а 3.2
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВОЗДУШНЫХ ФИЛЬТРОВ ДЛЯ АГРЕГАТОВ КПП
Технические параметры ячейковых фильтров
Тип фильтра
Фильтрующий материал
Эффективность очистки, %
Начальное сопротивление, Па
Рекомендуемое конечное сопротивление, Па
Рабочая температура, °С
Пылеемкость, г/м2
Пропускная способность, м3/ч
Регенерация
ФЯВ
Винипластовые сетки
80
60
150
-45...+40
2200
1540
Возможна
ФЯР
Металлические сетки
80
50
150
-45...+40
2300
1540
Возможна
ФЯУ
Упругое стекловолокно
80
40
150
-30...+40
570
1540
Невозможна |
Технические параметры карманных фильтров
| Класс фильтрации
1 Эффективность очистки, %:
по весуАт
по пятнам атмосферной пыли Ет
\ Начальное сопротивление, Па
| Рекомендуемое конечное сопротивление, Па
| Скорость фильтрации, м/с
Допустимая рабочая температура, °С
Допустимая относительная влажность, %
| Пылеемкость, г/м2
Пропускная способность, м3/ч
| Регенерация
G3
89
40
250
1,5
100
100
1280
1700
G4
92
42
250
1,5
100
100
1100
1700
F5
98
75
250
2,5
100
100
1000
1700
Ограниченная
F6
60-65
70
300
2,5
100
100
590
1700
F7
89
60
300
2,5
100
100
580
1700
F8
89
60
300
2,5
100
100
530
1700 |
Невозможна |
Отметим ряд показателей по этой таблице.
Ячейковые фильтры ФЯВ и ФЯР имеют фильтрующую
поверхность соответственно из винииластовых и
металлических гофрированных сеток, покрытую масляной
пленкой. Наличие пленки способствует налипанию и
накоплению удерживаемой из очищаемого воздуха
ныли. Пылеемкость этих фильтров в четыре раза выше,
чем пылеемкость ячейкового фильтра с фильтрующим
слоем из стекловолокна. При одинаковых начальной
запыленности и удельной нагрузке, вычисляемой по
формуле (2.40), время работы ячейковых фильтров
ФЯВ и ФЯР до допустимою повышения конечно! о
аэродинамического сопротивления в 150 Па будет в
четыре раза больше по сравнению с ячейковым фильтром
ФЯУ с полотнами из упругого стекловолокна, которые
не подлежат восстановлению после запыления.
Фильтрующий слой из гофрированных
винииластовых и металлических сеток после запыления
восстанавливается путем промывки в горячем содовом
растворе с последующей просушкой и иромасливанием сегок.
Для приточных агрегатов ККП наиболее
рациональным является подвесное монтажное положение,
при котором применение промасленных сеток является
нежелательным. Предпочтение следует отдавать
карманным фильтрам, где нет опасности стекания масла с
поверхности фильтрующего материала. В карманных
фильтрах грубой очистки класса EU-3 фильтрующий
материал выполнен из пластмассовых волокон,
которые могут восстанавливаться после запыления путем
промывки моющими растворами в теплой воде.
В карманных фильтрах тонкой очистки
восстановление загрязненного фильтрующего слоя невозможно.
Необходима замена 3ai рязненного материала на
новый. Сроки замены материала вычисляются по
методике, подробно рассмотренной в п. 2.5.
На рис. 3.1 хорошо видно размещение в
приточном агрегате ККП карманного фильтра.
В случаях применения агрегатов ККП в качестве
вытяжных установок, обычно монтируемых на иолу
технических чердаков, вполне возможно
использование фильтров грубой очистки типа ФЯВ и ФЯР с
восстанавливаемым фильтрующим материалом.
ЗА. ТЕПЛООБМЕННИКИ
Для нагрева приточного воздуха применены
теплообменники из медных трубок с гофрированным
пластинчатым оребрением. Размеры трубок и геометрия
оребрения такие же, как у воздухонагревателей,
подробно рассмотренных в гл. 2. Воздухонагреватели
стандартно изготавливаются из двух или трех рядов
ДЛЯ НАГРЕВА ВОЗДУХА
оребренных трубок с шагом пластин от 2 до 4 мм.
Технические характеристики стандартных
воздухонагревателей представлены в табл. 3.3 для
определенных начальных и конечных параметров горячей воды и
воздуха и при их постоянных расходах. В процессе
работы воздухонагревателя рекомендуется с помощью
65

Таблица 3.3
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВОЗДУШНЫХ НАГРЕВАТЕЛЕЙ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ГОРЯЧЕЙ ВОДЫ
Марка
теплообменника
ВНВ-243.1-045-030-
2-2.0-12
ВНВ-243.1-045-030-
2-2.0-12
ВНВ-243.1-045-030-
3-2.0-18
Тж.н/
Тж.к
130/70
90/70
90/70
^в.н
-27
-10
0
10
-27
-10
0
10
-27
-10
0
10
Производительность, м3/ч
500
tB.K
32
42
42
50
17
27
29
36
21
31
37
43
о
99
8,9
7 3
6,8
7,2
6,2
5
4,4
8,1
6,9
6,2
5,6
Сж
115
115
90
90
115
115
90
90
115
115
115
115
с1Рж
1 6
1 6
1
1
1,5
1,5
1
1
1,5
1,5
1
1
1000
^в.к
25
36
36
37
12
23
25
32
17
28
28
35
Q
17,1
15,6
12,2
9,1
12,8
11
8,3
7,4
14,9
12,8
9,4
8,4
G>k
225
225
150
100
225
225
150
150
225
225
150
150
<1РЖ
5,2
5,2
2,6
1,2
5,2
5,2
2,5
2,5
7,7
7,7
3,7
3,7
1500
^в.к
20
31
32
39
7
19
22
29
13
24
25
32
Q
23
20,7
16,2
14,9
16,9
14,5
11
9,8
20,1
17,2
12,7
11,3
сж
300
300
200
200
300
300
200
200
300
300
200
200
аРж
9
9
4,3
4,3
9
9
4,3
4,3
12
12
6,2
6,2
2000
1в.к
20
31,5
32
39
7
20
22
29
15
25,7
25,8
33
Q
31,8
27,8
21,5
19,9
22,8
19,5
14,6
13
28
24
17,3
15,4
сж
500
500
300
300
500
500
300
300
500
500
300
300
dPjJ
22^
22,5
8,9
8,9
22
22
8,6
8,6
32,4
32,4
12,9
12,э|
Примечание. tBH — температура воздуха начальная,°С ; tBK — температура воздуха конечная, °С; G* -
О — теплопроизводительность, кВт; Гжн — температура жидкости начальная, °С; Тжк — температура
с!Рж — сопротивление теплообменника, кПа.
- расход жидкости, кг/ч;
жидкости конечная, °С;
рециркуляционного насоса сохранять постоянный
расход воды по трубкам. Это позволяет обеспечп гь
надежную защиту воздухонагревателей от замерзания воды в
трубках и одновременно качественное регулирование
постоянства температуры нагреваемого воздуха.
Для нахождения текущих величин нагреваемого
воздуха при качественном регулировании
рекомендуется использовать расчетную формулу
KZi ~ ^т.рас К-'ж.н " ^в.н/'f-*ж.н.рас ~~ ^в.н.расЛ» к^>т- W-1J
Например, при текущем значении температуры
наружного воздуха tBU = 0 от теплосети поступает
горячая вода Тжн = 70°С. Необходимо определить тепловую
производительность агрегата ККП-1 с
теплообменником ВНВ-243.1-045-030-2.2.0-12.
При паспортном режиме работы Гжирас = 130°С,
= -27°С, QTpac=17,l кВт. По формуле (3.1) вычис-
''в.н.рас
ляем текущие значения тепловой производительности
воздухонагревателя.
C2, = 17,l- | (70 - 0)/(130 + 27 ) ] = 7,624 кВт.
Достигаемая температура нагрева воздуха при
текущем значении начальных температур горячей воды
и нагреваемого воздуха определяется так:
*в.к- 'в.., + 1 (Q. ■ 360°) tf-i. Р.. ср) I °с- (3-2)
Для рассматриваемого примера по формуле (3.2)
получим
'в к = ° + 1 (7'624 • 3600)/(1000 - 1,22 1)| = 22,5 С.
Фирма «Веза» может изготовить
воздухонагреватели но специальному заказу. Рабочее давление
воздухонагревателей 1,6 мПа. Присоединение
теплообменников к сети теплоснабжения возможно на сварке,
резьбе или фланцах.
Подробные рекомендации но оценке
теплотехнической эффективности воздухонагревателей
и выбору рациональных режимов их работы
изложены в п. 2.1.
3.5. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ НАГРЕВАТЕЛИ ВОЗДУХА
Для нагрева приточного воздуха могут
использоваться электронагревательные элементы.
Конструктивно блок электронагревателя выполнен в форме
прямоугольного корпуса, по сечению которого
расположены оребренные трубчатые электронагреватели
(ТЭН) Мощность электрических нагревателей может
изменяться от 4,5 до 18 кВт, как это показано ниже.
По специальному заказу возможно изготовление
нестандартных электронагревателей большей мощности
Для защиты электронагревателя от перегрева
(выше 190°С), что возможно при прекращении подачи
вентилятором воздуха, на поверхности ТЭН
устанавливаются термореле аварийного перегрева.
Три ТЭН по сечению соединены электрическим
проводом последовательно. Это позволяет
осуществлять от одной до четырех ступеней одновременной
работы, а следовательно, автоматически изменять
мощность электрическою нагрева от 4,5 до 18 кВт.
Мощность
электронагревателей , кВт
4,5
9,0
13,5
18
Количество ТЭН
3
6
9
12
Мощность
одного ТЭН кВт
1,5
1,5
1,5
1,5
Количество ступеней
регулирования
1
2
3
4
66

3.6. ТЕПЛООБМЕННИКИ ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА
Для охлаждения приточного воздуха в агрегате
ККП могут использоваться воздухоохладительные
теплообменники, в трубки которых подается холодная
вода с паспортным перепадом температур Тжи])ж. = 7°С,
Тжк рас = 12°С (табл. 3.4). Воздухоохладители в стап-
В качестве воздухоохлаждающего
теплообменника фирма «Веза» может изготовить
воздухоохладитель с непосредственным испарением
холодильного агента в трубках. В этом случае
воздухоохладитель становится испарителем в контуре холодиль-
Таблица 3.4
ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ В ФУНКЦИОНАЛЬНЫХ ЭЛЕМЕНТАХ АГРЕГАТОВ ККП
Функциональные элементы
| Воздухозаборный клапан
| Ячейковый фильтр (начальное сопротивление)
| Карманный фильтр (начальное сопротивление)
Нагреватель водяной (один ряд)
Охладитель (один ряд)
Шаг пластин
1,8
2,0
2,5
3,0
3,5
2,5
| Динамическое давление при свободном выхлопе, Па
Расход воздуха, м3/ч
500 | 1000 | 1500 | 2000
Потери давления в элементах, Па
1
5
6
1,5
1,5
1
1
1
1
8,5
3,5
20
25
6,5
6
5
4
4
5
34,5
8
45
56
14,5
13
10,5
9,5
9
10,5
77,5
14
80
100
25,5
23
19
16,5
16
19
138
дартном исполнение состоят из четырех рядов ореб-
ренных трубок. Шаг оребрения может быть от 2 до 4 мм.
Если по условиям применения требуется режим
охлаждения воздуха без конденсации из него водяных
паров, то начальная температура холодной воды Тж „
может быть не более чем на два градуса ниже
температуры точки росы (обычно от 12°С и выше). При
паспортном значении начальной температуры
холодной воды Тжк{)ас= 7°С имеет место более
значительное ее отличие от температуры точки росы
охлаждаемого воздуха Это приводит к тому, что
процесс охлаждения приточного воздуха будет
протекать с конденсацией, т. е. будет иметь место режим
охлаждения и осушения воздуха. Для удаления
выпадающего конденсата служит поддон, который
должен быть присоединен к дренажному
трубопроводу через гидравлический затвор, показанный на
рис. 3.3.
Размеры гидрозатвора: В = 0,5Л + 25 мм; А = р+25 мм,
где/? — давление воздушного потока, мм рт. ст.
Проектант (заказчик) должен правильно
выбрать рациональные параметры охлаждения
воздуха. Методика выбора рациональных режимов
охлаждения изложена в п. 2.2. По выбранным
рациональным режимам использования
воздухоохладителя проектантом (заказчиком) заполняются
соответствующие разделы Опросною листа (см. далее,
п. 3.10). Выбор конструктивного решения
воздухоохлаждающего теплообменника производится
работниками фирмы «Веза» по данным Опросного листа.
ной машины, обеспечивающей циркуляцию по
замкнутому контуру медных трубопроводов рабочего
холодильного агента (например, хладона R22).
Для реализации полного контура циркуляции
холодильного агента фирма «Веза» производит
модульные агрегаты воздушного охлаждения (МАВО),
которые могут выполнять роль воздушного
конденсатора холодильного агента. С мая 2000г. фирмой
«Веза» начато производство агрегатов МАВО
производительностью от 11 до 316 кВт. Технические
характеристики агрегатов МАВО высылаются
фирмой «Веза» по запросам [24].
Рис. 3.3. Отвод конденсата из поддона воздухоохладителя
(в комплект поставки агрегата ККП не входит):
7 —дренажный трубопровод; 2— пробка для залива
гидрозатвора; 3 — гидрозатвор; 4 — блок воздухоохладителя с поддоном
3.7. АЭРОДИНАМИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ В ФУНКЦИОНАЛЬНЫХ ЭЛЕМЕНТАХ АГРЕГАТОВ ККП
В зависимости от выбранного заказчиком со-
Поперечное сечение конструктивных элементов
агрегатов ККП одинаково. Поэтому с повышением
требуемой производительности по воздуху
возрастает аэродинамическое сопротивление агрегатов
ККП (см. табл. 3.4).
става функциональных элементов в агрегате ККП и
его производительности по воздуху (см. табл. 3.4)
вычисляется его суммарное аэродинамическое
сопротивление.
67

3.8. ШУМОГЛУШИТЕЛИ
В случаях необходимости глушения
аэродинамического и механического шума от работающего вентилятора
агрегат ККП по требованию заказчика (см. далее,
п. 3.10) может быть снабжен шумоглушителем.
Конструктивно шумоглушители для агрегатов ККП выполнены в
трубчатой форме. От длины шумоглушителя зависит
размерное снижение звуковой мощности (табл. 3.5).
Требуемый уровень шума в обслуживаемых от СКВ
помещениях определяется их назначением Некоторые
рекомендации по нормированию шума приведены в и. 2.8.
Таблица 3.5
СНИЖЕНИЕ ЗВУКОВОЙ МОЩНОСТИ ТРУБЧАТЫХ ШУМОГЛУШИТЕЛЕЙ ПРЯМОУГОЛЬНОГО СЕЧЕНИЯ В ОКТАВНЫХ ПОЛОСАХ ЧАСТОТ
Тип
шумоглушителя
ГТП-1-2
ГТП-2-2
Внутреннее
сечение
шумоглушителя, мм
300x200
300x200
Расчетная
длина, мм
980
480
Масса,
кг
27
25
Частота, Гц
63
1,5
1
125
7
5
250
14
8
500
28
17
1000
26
15
2000
16
9
4000
11
7
8000
9
6
3.9. ВЕНТИЛЯТОРЫ ДЛЯ АГРЕГАТОВ ККП
Агрегаты ККП оснащаются вентиляторами
двустороннего всасывания с рабочими колесами
диаметром 140 и 160 мм с лопатками, загнутыми вперед.
Спиральный корпус вентилятора изготовлен из
оцинкованной стали без использования электросварки, что
значительно повышает стойкость к коррозии. В
корпусах с резиновыми втулками установлены
высококачественные подшипники, рассчитанные на длительный
срок работы, с минимальными требованиями к
техническому обслуживанию. Каркас агрегата ККП отделен
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ АСИНХРОННЫЕ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ ДЛЯ
от вентилятора эффективными амортизаторами,
устраняющими вибрацию и передачу механического шума.
Привод рабочего колеса вентилятора
осуществляется через клиноременную передачу от
электродвигателя. В зависимости от выбранного режима работы
вентилятора в Опросном листе оговаривается
расчетная мощность электродвигателя, вычисляемая по
формуле (2.42). В табл. 3.6 представлены рекомендуемые
электродвигатели для комплектации вентиляторных
агрегатов ККП.
Таблица 3.6
КОМПЛЕКТАЦИИ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ БЛОКОВ АГРЕГАТОВ ККП
Размер
рамы, мм
Мощность,
кВт
Тип
Масса,
кг
Частота
вращения,
МИН'1
кпд,%
COS<p
Сила
тока(при
380 В),А
'пуск
'ном
мпуск
миом
ммакс
Мном
Двухполюсные двигатели (пс= 3000 мин1)
50
56
56
63
63
71
71
80
80
0,12
0,18
0,25
0,37
0,55
0,75
1,1
1,5
2,2
АИР50В2
АИР56А2
АИР56В2
АИР63А2
АИР63В2
АИР71А2
АИР71В2
АИР80А2
АИР80В2
2,8
3,4
3,9
6,0
6,0
8,6
9,3
13
15
2655
2730
2730
2730
2730
2820
2805
2835
2820
63
68
69
67
72
79
79
79
82
0,75
0,78
0,79
0,80
0,83
0,80
0,80
0,87
0,87
0,39
0,52
0,70
1,0
1,4
1,75
2,55
3,2
4,6
5,0
5,0
5,0
5,5
5,1
6,0
6,0
6,5
6,5
2,2
2,2
2,2
2,3
2,3
2,6
2,2
2,8
3,2
2,2
2,2
2,2
2,2
2,2
2,7
2,4
3,0
3,4
Уровень
звукового
давления.дБа |
53
53
53
53
53
53
63
63
63
| Четырехполюсные двигатели (лс= 1500 мин1)
50
56
56
63
63
71
I 71
0,09
0,12
0,18
0,25
0,37
0,55
0,75
АИР50В4
АИР56А4
АИР56В4
АИР63А4
АИР63В4
АИР71А4
АИР71В4
3,0
3,4
3,9
4,7
5,6
8,4
9,4
1335
1350
1350
1320
1320
1350
1350
57
63
64
68
67
75
80
0,65
0,68
0,68
0,67
0,72
0,73
0,80
0,4
0,4
0,6
0,8
1,2
1,6
1,9
4,5
5,0
5,0
5,0
2,3
5,0
5,0
2,3
2,3
2,3
2,3
2,0
2,3
2,5
2,2
2,2
2,2
2,2
2,2
2,4
2,6
50
50
50
51
51
52
52
В зависимости от выбранного проектантом
(заказчиком) набора функциональных элементов и числа
рядов нагревательных и охладительных
теплообменников вычисляется суммарная потеря давления в
агрегате ККП. С учетом протяженности и наличия местных
сопротивлений определяется общее требуемое
давление вентилятора. Для примера на рис. 3.4 представлена
функциональная схема агрегата ККП-1
производительностью по приточному воздуху 1000 м3/ч.
Подсчитаем аэродинамическое сопротивление
функциональных элементов (см. табл. 3.4):
1) воздухозаборный клапан для ручного ре-
68
гулирования расхода приточного воздуха — 3,5 Па;
2) карманный фильтр с конечным сопро- тив-
лением — 60 Па;
3) двухрядный воздухонагреватель с шагом
пластин 1 8 мм — 13 Па;
4) четырехрядный воздухоохладитель с шагом
пластин 2,5 мм — 20 Па;
5) вентагрегат;
6) гибкая вставка и присоединительный
приточный воздуховод с круглыми сетевыми глушите
лями — 120 Па;
Итого: 216,5 Па.

^
2
\
■=>
Рис. 3.4. Принципиальная схема агрегата ККП-1
.используемого в качестве местного доводчика в местно-центральной СКВ
На рис. 3.5 приведена диаграмма
аэродинамической характеристики вентилятора ADN 160,
применяемого в агрегатах ККП. Стрелками показан выбор
режимов работы агрегата ККП-1 (см. рис. 3.4). Для
сокращения расхода электроэнергии на привод рабочего
колеса вентилятора необходимо выбирать величину
требуемого давления рвн, при которой при заданной
производительности по воздуху Q достигается
максимальный КПД вентилятора. Для рассматриваемого
примера рабочая точка режима работы вентилятора ВН
отвечает его максимальному КПД в 49%.
По формуле (2.42) вычисляем требуемую
мощность приводного электродвигателя вентилятора:
Nbh=(10000,207)/(36000,49)=0,12kBt.
По табл. 3.6 выбирается электродвигатель с
учетом его КПД. Для электродвигателей типа АИР56В4
КПД равен 64%, тогда требуемая установочная
мощность электродвигателя
#дв-#вн Адв-0,12/0,64=0,18 кВт.
Выбираем электродвигатель АИР56В4
мощностью 0,18 кВт с частотой вращения 1500 об/мин. Уро-
0,5 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 1,0 2,0 Q, м3/с
0,2 0,3 0,4 0,5 1,0 2,0 3,0 4,0 5,0 О.тыс.мЗ/ч
4 5
10
20
30 40 с, м/с
1 5 10 50 100 500 1000
Рис. 3.5. Выбор режимов работы вентилятора в агрегате ККП
вень звукового давления от работающего двигателя 50
дБ А. Доводчик на базе агрегата ККП-1 (см. рис. 3.4)
обслуживает торговый зал, где нормируемый уровень
шума 55 дБА (см. гл. 2).
3.10. ОПРОСНЫЙ ЛИСТ ДЛЯ ЗАКАЗА СОСТАВА И РЕЖИМОВ РАБОТЫ АГРЕГАТОВ ККП
Ниже приводится Опросный лист (рис. 3.6),
который заполняется проектантом (заказчиком) для
получения от фирмы «Веза» требуемого агрегата ККП.
При выборе режимов работы функциональных
элементов в агрегате ККП следует стремиться к
минимизации их аэродинамического сопротивления,
рациональной тепловой и охладительной
производительности теплообменников, использованию вентилятора
при максимальном КПД.
Подробно рекомендации по выбору рациональных
режимов нагрева и охлаждения приточного воздуха
изложены в п.п. 2.1 и 2.2.
69

Контактное лицо
Организация:
Опросный лист на ККП
(отправлять в тех.отдел фирмы "Веза", факс: 926-99-02)
Регион (город):
тел
E-m
ПАТ
/факс:
ail:
А:
1 ДАННЫЕ КОНДИЦИОНЕРА
Воздухозаборный клапан
Фильтр
Теплообменник
Карманный G3-F6
Ячейковый G3
Двухступенчатой
очистки
Нагреватель водяной
Нагреватель
электрический
Охладитель
1 Вентилятор
1 Электродвигатель
1 Промежуточная секция
1 Шумоглушитель
1 Сторона обслуживания
1 (ненужное зачеркнуть)
Управление электроприводом
Управление ручное
Рециркуляция
Гибкая вставка
Класс очистки
Класс очистки
Классы очистки
Марка (табличная или спец. заказ)
Температура воды tBX Двых,°С
Температура воздуха tBX /tBtitx, С
Мощность, кВт
Обводной
канал
Управление
электроприводом
Управление ручное
Мощность, кВт
Марка (табличная или спец. заказ)
Тип хладагента
Температура хладагента ТЖМ/ТЖК,°С
Температура воздуха tBX ЛВых,°С
Относительная влажность, %
Абсолютная влажность с/нач /с/кон, г/кг
Энтальпия /нач //кон, ккал/кг
Мощность, кВт
Производительность, м3/ч
Свободное давление, Па
Мощность, кВт
Длина, мм 200
Шумопоглощение
(при частоте, Гц)
Длина, мм 500
Длина, мм 1000
Сверху Правое
Снизу Левое
ОТМЕТИТЬ НУЖНЫЕ ПАРАМЕТРЫ I
1 ЭСКИЗ СОСТАВА КОНДИЦИОНЕРА - ВИД СО СТОРОНЫ ОБСЛУЖИВАНИЯ С УКАЗАНИЕМ НАПРАВЛЕНИЯ ВОЗДУХА 1
Подпись:
_ (расшифровка подписи)_
Примечание:
Ответственность за заполнение Опросного листа несет заказчик.
Рис. 3.6. Опросный лист для заказа ККП
70

Глава 4
Предложения по выбору
рациональных систем
кондиционирования воздуха и
вентиляции для зданий
различного назначения с
использованием
оборудования фирмы «ВЕЗА»
4.1. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПО ПРИМЕНЕНИЮ СКВ В РАЗЛИЧНЫХ ТИПАХ ЗДАНИЙ
Выпускаемое фирмой «Веза» оборудование
позволяет реализовывать различные по назначению
СКВ. На конкрешых примерах помещений
рассмотрим особенности рациональных СКВ на базе
применения оборудования фирмы «Веза».
Выбор принципиальной схемы СКВ для
конкретного объекта производится с учётом назначения
и архитектурно-строительного решения здания и его
помещений, особенностей технологического
процесса и применяемого производственного оборудования,
интенсивности и характера выделяемых вредностей,
расположения рабочих мест, климата района
постройки. Для принятия рационального решения
необходимо проработать и сравнить несколько
конкурирующих вариантов. По итогам сравнительного
анализа и сопоставления показателей эффективности, в
числе которых, как правило, решающими являются
капитальные и эксплуатационные затраты,
выбирается наиболее приемлемый вариант.
Всё многообразие зданий и сооружений с
позиции выбора СКВ можно разбить на две большие
группы: здания с помещениями значительного объёма и
здания с многокомнатной планировкой. Для
помещений значительного объема, кроме того, специфичны
равномерность или неравномерность распределения
вредностей (обычно тепло- и влаговыделений) по
площади и в объёме помещения, однородность или
неоднородное!ь режимов работы и требования к
параметрам внутреннего воздуха по отдельным
площадям или в отдельных частях объема помещения. Для
многокомнатных зданий перечисленные
специфические факторы также оказывают влияние на выбор
СКВ, но наличие строительных перегородок между
помещениями создаёт большие возможности
дифференцировать принимаемые решения.
Для зданий с помещениями больших размеров с
равномерным распределением и изменением теило-
влажностных нагрузок возможно применение
наиболее простых однозональных СКВ. Их отличительной
особенностью является возможность изменения
параметров приточного воздуха только по условиям
одновременного контроля параметров внутреннего
воздуха в одном месте объёма помещения.
При неравномерном распределении но
площади и различной интенсивности изменения тепло- и
влаговыделений применяются более сложные
многозональные СКВ. Их отличительной
особенностью является возможность одновременного
обеспечения требуемых параметров внутреннего воздуха в
нескольких зонах помещения. Для этих целей в составе
СКВ на каждую обслуживаемую зону помещения
предусматриваются соответствующие устройства,
обеспечивающие тепловую обработку приточного
воздуха в соответствии с особенностями изменения
контролируемого параметра внутреннего воздуха в
зоне. Конкретная реализация принципов зональпос-
1И СКВ может быть весьма разнообразной.
Для миогокомнатных зданий встречаются
условия, когда можно выделить и объединить но схеме
снабжения кондиционируемым воздухом помещения
с одинаковыми требованиями к параметрам
внутреннего воздуха и одинаковой интенсивностью
изменения теиловлажностных нагрузок. В этих случаях
также возможно применение центральных
однозональных СКВ. Однако в большинстве случаев при мною-
комнатной планировке наблюдается различная
интенсивность изменения нагрузок но времени суток и
года. Это объясняется как различиями в ориентации
по сторонам света ограждающих конструкций
помещений, так и несовпадением но времени суток
условий формирования внутреннего режима. Поэтому в
современных многокомнатных зданиях основное
применение получили многозональные СКВ.
Конкретная реализация принципа зонирования
осуществляется на основе различных устройств,
обеспечивающих тепловую обработку приточного
воздуха в соответствии с режимом в помещении.
Наиболее широкое применение в многокомнатных
зданиях получили местно-центральные СКВ. Их
отличительной особенностью является одновременное
использование центральной СКВ, в которой обраба-
1ываегся санитарная норма приточного наружного
воздуха, и местных агрегатов-доводчиков, в которых
тепловая обработка внутреннего рециркуляционного
воздуха производится в соответствии с
особенностями изменения теплового режима в обслуживаемом
помещении. Характерные режимы и схемы местно-
пентральных СКВ подробно рассмотрены в гл. 1.
Системы кондиционирования воздуха могут
устанавливаться для обслуживания не всех
помещений здания, а только наиболее ответственных из них
но назначению. Характерным примером является
71

необходимость устройства СКВ в помещениях, где
хранятся исторические и культурные ценности, в залах
заседаний и т. п. Часто такие решения принимаются для
соответствующих зданий, где возникают
дополнительные ограничения из-за затруднительности прокладки
воздуховодов, отсутствия достаточно it) места под
размещение оборудования, необходимости сохранения
архитектурного облика помещения и зданий. Эти
ограничения могут оказывать решающее влияние на выбор
типа СКВ и применяемое оборудование Учитывая
дефицит площади, требуемой иод размещение
холодильного оборудования, определённые преимущества
приобретают СКВ на базе подвесных малогабаритных
кондиционеров, например типа ККП [221.
Более подробно вопросы обоснования выбора
типа СКВ рассмотрим для некоторых характерных
случаев, с которыми приходится иметь дело в
соврем сыном стро ител ьстве.
4.2. СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА ДЛЯ ПОМЕЩЕНИЙ ЗНАЧИТЕЛЬНЫХ
РАЗМЕРОВ НА ПРИМЕРЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ ТЕКСТИЛЬНОГО ЦЕХА
Наличие цехов большой площади характерно
для текстильных фабрик, полиграфических цехов,
комбинатов искусственного волокна,
радиоэлектронных и машиностроительных заводов и др. По гехно-
логическикомфортным требованиям к параметрам
внутреннего воздуха в этих цехах необходимо
применять СКВ. Большие но объёму и площади помещения
характерны для современных киноконцертных
залов, крытых спортивных сооружений, выставочных
павильонов, лекционных аудиторий, где по
санитарно-гигиеническим требованиям рационально
применение СКВ.
Для помещений значительных размеров в
промышленных и общественных зданиях в
отечественной практике получили наибольшее
распространение центральные СКВ. Прежде всего это
объясняется наличием уже в 50-е годы серийного
производства отечественных конструкций типовых секций, на
базе которых создаются центральные установки
кондиционирования воздуха (УКВ). Если на СКВ
возлагаются задачи круглогодового и
круглосуточного поддержания требуемых внутренних
параметров воздуха и не предусматриваются отдельные
системы отопления в помещениях, то необходимо
выбирать производительность и число УКВ таким
образом, чтобы при выходе из строя одной из них
производительность по воздуху оставшихся была не
менее 50% расчётной, а производительность их по
теплу — достаточной для поддержания нормируемой
температуры воздуха в холодный период года (при
расчётных параметрах Б) |2].
В России технологическикомфортные СКВ
получили применение в цехах текстильных
предприятий, где для технологии прядения и ткачества
необходимо создание и поддержание внутреннего воздуха с
высокой влажностью и достаточно комфортной для
людей температурой [7]. Первоначально
использовались простейшие способы увлажнения приточного
воздуха при его прохождении над поверхностью
водяных ванн, создаваемых в строительных
конструкциях. В 70 — 80-е годы для создания СКВ
использовались центральные секционные кондиционеры
номинальной производительностью но воздуху до
240 тыс.м-3/ч [7|. Большая производительность
приточных агрегатов по воздуху объяснялась наличием в
цехах больших тепловыделений в тёплый период
года. Наиболее распространённым способом
понижения температуры приточного воздуха являлся режим
адиабатного увлажнения в типовых форсуночных
камерах, имевших длину 2,4 м. Приточный воздух
подавался через устройства, расположенные у
потолка высоких (до 8 м) цехов. Вытяжка отеплённого
воздуха осуществлялась под потолком или через
отверстия в полу. При такой схеме организации
воздухообмена показатель KL< 1 (см. формулу (1.2)). Это
предопределяло малые рабочие перепады температур
для поглощения тенлоизбытков и, соответственно,
требовало большой производительности приточных
агрегатов (см. формулу (1.1)). Наличие нового
оборудования фирмы «Веза» позволяет создавать для
текстильной промышленности СКВ с потреблением
энергии в три — четыре раза меньше по сравнению с
традиционными решениями.
На рис. 4.1 представлено традиционное
круглогодовое приготовление приточного воздуха в
расчётных условиях климата г. Москвы для ткацкого цеха.
По требованиям технологии в рабочей зоне ткацкого
цеха в тёплый период года необходимо поддерживать
tB= 25°С и фв= 65% (18|. Наибольшее
распространение получил режим адиабатного увлажнения в
двухрядной форсуночной камере или во вращающемся
увлажнителе. Приточный наружный воздух в режиме
адиабатного испарения воды понижает температуру
от г„= 28,5°С до Гд£= 22°С и увеличивает влагосодер-
жание до dn = dn= 13 г/кг. В вентиляторе и
воздуховодах приточный воздух нагревается на ГС (точка П) и
при смесительной форме воздухообмена сверху вверх
или сверху вниз рабочий перепад температур составит
^'раб ^в ^п
25 - 23 = 2°С (см. рис. 4.1).
Малый рабочий перепад 1емиератур определяет
значительные производительности систем но
приточному воздуху (см. формулу (1.1)), так как в цехах
текстильных производств имеют место
значительные тепловыделения от технологического
оборудования. В холодный период года температура воздуха
в рабочей зоне может снижаться до tBX = 2СГС, а
относительная влажность увеличивается до 70°о [18|.
Заштрихованная область на рис 4.1 соответствует
возможным круглогодовым изменениям параметров
воздуха в рабочей зоне ткацкого цеха. В целях
сокращения расхода тепла на приготовление приточ-
hoio воздуха традиционно применяют
рециркуляцию внутреннего воздуха [18|. Влажный
внутренний воздух с параметрами точки Вх смешивается с
холодным сухим наружным воздухом (точка Нхл
Параметры смеси находятся на прямой линии Нх - Вх,
соединяющей параметры рециркуляционного
внутреннего Вх и холодного наружного Нх воздуха.
72

/, кДж кг
Ф=40°о
du=\Or Kr = du
d= 10 г кг
Из левой части рис. 4.1 видно, что прямая Нх - Вх
проходит правее линии полного насыщения ф =
= 100%. Это свидетельствует о том. что при смешении
будет происходить конденсация водяных паров,
которые, соприкасаясь с потоком холодного приточного
воздуха, будут замерзать. При замерзании конденсата
на поверхности воздушных клапанов,
обеспечивающих регулирование смеси наружного и
рециркуляционного воздуха, происходит нарушение работы
клапанов. Во избежание этого в воздушные клапаны
устанавливаются электронагреватели, что ведет к
удорожанию конструкции и осложняет ее эксплуатацию.
Кроме того, выпадение конденсата (процесс СМ-СМ)
приводит к энергетическим потерям. Приходится
затрачивать большее количество тепла в калорифере
для догрева приточного воздуха до параметров точки
К7 с энтальпией, равной энтальпии притока (процесс
СМ -К/ вместо процесса нагрева СМ-К/). В
калорифере первого подогрева удельный расход теплоты на
нагрев 1 кг приточного воздуха составляет
MKi = /AgX " 'СМ = 42 - 12 = 30 кДж/кг.
После нагрева смеси приточного воздуха до
адиабаты IAg приточный воздух адиабатно увлажняется в
двухрядной форсуночной камере до требуемого вла-
госодержания приточного воздуха dnx =10 г/кг (Пх).
Поддержание необходимых параметров воздуха в
рабочей зоне цеха (точка Вх) осуществляется нагревом
приточного воздуха в калорифере второго подогрева
(процесс А£х-Пх). Если кондиционер обслуживает
цех значительной площади, то вместо калорифера
второго подогрева в центральном кондиционере
применяют зональные подогреватели на приточных
воздуховодах в каждую зону цеха. Датчик температуры в
каждой зоне контролирует температуру £вх путём
изменения степени нагрева приточного воздуха в
зональном подогревателе (процесс Agx-nx).
На базе оборудования фирмы «ВЕЗА» возможно
Рис. 4.1. Круглогодовые расчётные режимы
работы традиционной СКВ в ткацком цехе:
Вх-Нх — смешение влажного внутреннего
воздуха с холодным сухим наружным воздухом;
СМ-СМ — выпадение конденсата; СМ -К, — процесс
нагрева; Адх-Пх — нагрев приточного, воздуха в
калорифере второго подогрева
d, г кг
осуществление энергосберегающей технологии
круглогодового кондиционирования в цехах текстильных
предприятий. Для улучшения качества создаваемого
микроклимата в рабочей зоне предлагае гея подавать
приготовленный приточный воздух непосредственно в
рабочую зону Натурные испытания на текстильных
предприятиях 111 показали, что показатель организации
воздухообмена KL, вычисляемый но формуле (1.2),
может быть принят равным 2,2. В составе центрального
кондиционера первым после фильтра целесообразно
применять теплообменник установки утилизации,
который в тёплый период года может выполнять роль
теплообменника косвенного испарительного охлаждения
приточного наружного воздуха. В работе [1|
представлены технические решения использования
теплообменника установки утилизации в тёплый период года в
качестве теплообменника косвенного испарительного
охлаждения, при котором антифриз охлаждается от
испарения воды в потоке наружного воздуха в закрытой
градирне или при наличии эффективного пластинчатого
теплообменника антифриз — вода.
Применительно к рассматриваемым условиям
поддержания гштом в рабочей зоне ткацкою цеха tn= 25°C и
фв= 65% предлагается приточный наружный воздух
первоначально охладить методом косвенного
испарительного охлаждения (процесс Н-КИ на рис. 4.2) до tKll= 25,5°C,
Далее охлаждённый приточный воздух
адиабатно увлажняется в блок-камере сотового увлажнения
КЦКП (см. п. 2.4.2). Применение вместо
форсуночной камеры блок-камеры сотового увлажнения
позволяет почти в 20 раз сократить затраты
электроэнергии на работу насосов подачи рециркуляционной
воды на распыление через форсунки. Кроме того, нет
засорения форсунок волокнистой пылью, которая
просто смывается водой с поверхности сотовых
блоков без снижения эффективности адиабатного
увлажнения.
На рис 4.2 процесс адиабатного увлажнения
73

/, кДж кг
Нх
<Р„=40°„
tv= 30"
tKI=26"
/vl = 48 кДж кг
Фв=65во
Фв= 70°о
Ф= 100°о
ty2 - 6,5°
/д£= 42 кДж кг
<=10г кг = <
^=10 г кг
=-26°
d* = 0,6 г кг
Рис. 4.2. Круглогодовые расчётные
режимы работы новой СКВ в
ткацком цехе:
Н-КИ — охлаждение приточного
воздуха методом косвенного испарения;
КИ-Ag — адиабатное увлажнение
d, г кг
отвечает режиму КИ-Ag до tAg= 20°C. В вентиляторе
и приточных воздуховодах происходит нагрев на ГС
до tn = 2 ГС. По преобразованной формуле (12)
вычисляем температуру отеплённого удаляемого
воздуха из верхней зоны цеха:
'у = kl (*в " *и) + 'и = 2'2 (25 -21) + 21=30"С
Рабочий перепад температур
Д£ра6 = ty - tn = 30 - 20 = 10UC.
Этот перепад больше перепада традиционной
схемы (см. рис. 4.1):
10/2 = 5 раз.
Согласно (1.1), при одинаковых значениях
Qt.h:j6 в предлагаемой схеме СКВ расход приточного
воздуха будет в 5 раз меньше, чем при
традиционном решении СКВ.
В холодный период года для сохранения
воздушного баланса в цехе, несмотря на применение
рециркуляции, в атмосферу выбрасывается отеплённый
воздух Lv, количество которого примерно равно
количеству наружного воздуха Luu в смеси приточного
воздуха. В традиционных СКВ теплота выбросного
воздуха не используется (см. рис. 4.1). В новом
решении СКВ предлагается включить установку
утилизации в состав приточного и вытяжного агрегатов,
которая будет иметь теилоотдающий и теплоизвлекаю-
щий теплообменники (см. гл. 1).
На рис. 4.2 в левой части представлен расчётный
режим работы предлагаемой СКВ в ткацком цехе.
После приточного вентилятора в рабочую зону
в холодный период года приточный воздух
поступает с температурой tux = 17°С. Температура
удаляемого вытяжного воздуха
г/ = 2,2 • (20 - 17) + 17 = 23,6°С.
По I-d — диаграмме при dux = dxx =10 г/кг
находим энтальпию удаляемого воздуха /vlx = 48 кДж/кг.
Принимаем среднюю температуру поверхности тепло-
извлекающего теплообменника tj= 3°C и определяем
параметры охлажденного и осушенного вытяжного
выбросного воздуха (рекомендации по нахождению
параметров точки У2 изложены в гл. 1 и работе [ 11):
ty2x = 6,5°C; /v2x = 20 кДж/кг.
Находим нагрев приточного наружного воздуха
теплотой вытяжного удаляемого воздуха:
Д*„
^и.н Рн.и^р
,°с.
(4.1)
Принимаем Lv ~ Luu и массовые плотности
ру = 1,21 и рмп = 1,32 и по формуле (4.1) находим
удельный показатель нагрева
Д^п
1 1,21 (48-20)
1-1,32 1
25,6°С
или
tuu = tnx + Atuu = -26 + 25.6 = -0.4°С.
Подогретый в установке утилизации приточный
наружный воздух Luu смешиваем с
рециркуляционным 1в воздухом.Соединяем точки ПН и Вх прямой
которая проходит значительно левее ф = 100% что
свидетельствует об отсутствии конденсации влаги
74

при смешении и тепловых потерь, как это свойственно
процессу смешения в традиционной СКВ (см.рис. 4.1).
Энтальпия смеси /см = 25 кДж/кг, и в калорифере
первого подогрева необходим догрев до энтальпии
^Ag = 42 кДж/кг. Благодаря применению установки
утилизации удельный расход тепла в калорифере
первого подогрева составляет
снижается почти в десять раз. На рис. 4.3
представлена принципиальная схема СКВ на базе
функциональных блоков КЦКП фирмы «Веза» и дополнительного
оборудования в качестве закрытой градирни 22 и
ламинарных воздухораспределителей 2. В ткацком цехе 1 по
периметру длинных стен на полу установлены
ламинарные воздухораспределители 2. от которых
приточный воздух со скоростью не более 0,4 м/с и
температурой tu поступает в зону работы людей и ткацких
станков. Отеплённый воздух вытесняется под
потолок цеха. Ламинарные воздухораспределители 2
присоединены к отводам 3, на которых установлены
зональные подогреватели 4, тепловая
производительность которых регулируется датчиком 5 контроля
температуры воздуха tH в каждой зоне цеха.
Отводы 3 присоединены к общему приточному
воздуховоду 6 от приточного агрегата, собранного из
следующих функциональных блоков КЦКП (по
ходу приточного воздуха): воздушного клапана 7
А/к/ = 42 - 25 = 17 кДж/кг.
По сравнению с традиционной СКВ удельный
расход тепла в калорифере первого подогрева понизился:
30 17= 1,76 раз.
С учётом снижения требуемой
производительности СКВ в пять раз, расход тепла в предлагаемой СКВ
регулирования поступления приточного наружного
воздуха LIU1; карманных фильтров 8; теплообменника 9
установки утилизации ; смесительной камеры 10;
калорифера первого подогрева 11, тепловая
производительность которого контролируется но температуре
tAg адиабатно увлажнённого приточного воздуха;
блока сотового адиабатного увлажнения 12;
приточного вентилятора 13.
Отеплённый воздух под потолком помещения
цеха 1 забирается через устройства 14 и по вытяжному
воздуховоду 15 поступает в вытяжной агрсмат,
собранный из следующих функциональных блоков КЦКП:
карманного фильтра 8; вытяжного вентилятора 16;
смесительной камеры 17, у которой один из воз-
духозаборных клапанов связан через
рециркуляционный воздуховод 18 со смесительной камерой 10 в
приточном агрегате; воздухоохлаждающего
теплообменника 19, связанного трубопроводами 20 с
теплообменником 9 в приточном агрегате; воздуховода выброса 2У
в атмосферу вытяжного удаляемого воздуха Lv.
(•
t „. 19 17 16 8
•i-21 I I / \
I ^в ^в.р *^y
Рис. 4.З. Принципиальная схема СКВ для ткацкого цеха по энергосберегающей
технологии круглогодового функционирования:
1 — ткацкий цех; 2 — воздухораспределитель ламинарный; 3 — отводы; 4 — зональные
подогреватели; 5—датчик контроля температур; 6—общий приточный воздуховод; 7— воздушный
клапан; 8 — карманный фильтр; 9 — теплообменник установки утилизации; 10 — смесительная
камера; 11 — калорифер первого подогрева; 12 — блок сотового увлажнения; 13 — приточный
вентилятор; 14 — устройство для забора вытяжного воздуха; 15 — вытяжной воздуховод;
16 — вытяжной вентилятор; 17 — смесительная камера; 18 — рециркуляционный воздуховод;
19 — воздухоохлаждающий теплообменник; 20 — трубопроводы; 21 — воздуховод выброса;
22— градирня закрытая; 23, 24— вентили; 25— насос
75

Для испарительного охлаждения антифриза
служит закрытая градирня 22, расположенная на крыше
здания или в других местах со свободным доступом
наружного воздуха.
В тёплый период года вентили 23 на
трубопроводах 20 открыты, а вентили 24 закрыты Насос 25
подаёт охлаждённый (в орошаемом змеевиковом
теплообменнике в градирне 22) антифриз в трубки
теплообменника 9, что обеспечивает косвенное испарительное
охлаждение приточного наружного воздуха (процесс
Н-КИ на рис. 4.2). Приточный агрегат летом работает
по прямоточной схеме, и Lu= Luu. В вытяжном
агрегате клапан поступления вытяжного воздуха в
рециркуляционный воздуховод 18 закрыт, и в атмосферу
выбрасывается количество воздуха Ly= Llur
Для снижения температуры и повышения
влажности приточного воздуха работает насос в блоке
сотового увлажнения 12, где приточный наружный воздух
снижает температуру до tKg (процесс КИ-Ag на
рис.4.2). От работы вентилятора 13 приточный воздух
Ln по приточному воздуховоду 6 подаётся к зональным
подогревателям 4. По отводам 3 он поступает к
ламинарным воздухораспределителям 2, из которых
охлаждённый воздух затопляет рабочую зону и вытесняет
отеплённый воздух под потолок цеха 1. Через
вытяжные устройства 14 по вытяжному воздуховоду /5 от
работы вытяжного вентилятора 16 отеплённый воздух
через выбросной воздуховод 21 удаляется в атмосферу.
На рис. 4.1 и 4.2 показаны заштрихованные сектора,
ограничивающие кругло! одовые изменения температуры
воздуха от 25 до 20°С и относительной влажности от 65 до
70%. Режим эффективности адиабатного увлажнения
воздуха в блоке сотового увлажнения КЦКП выбирается
по проекту и сохраняется круглый год постоянным.
При суточном и годовом снижении температуры
наружного воздуха одновременно будет снижаться
температура адиабатно увлажнённого приточного
воздуха tAg. По ведомственным нормам для предприятий
текстильной промышленности [18| колебания
температуры воздуха в рабочей зоне допускаются в теплый
период года от 25 до 23°С. Датчик 5 контроля
температуры воздуха целесообразно летом настраивать
не ниже допустимой tn=23°C При снижении
температуры ниже контролируемого значения
приточный воздух подогревается в зональном подогревателе 4.
Контроль влажности воздуха в рабочей зоне можно
осуществлять, следя за верхним допустимым пределом
температуры адиабатного увлажнения tAg путём
регулирования температуры охлаждения £ки. В холодный период
года по нормам допускается колебание tKx от 20 до 24°С.
Датчик контроля температуры 5 рационально в
холодный период года настраивать на допустимое
нижнее значение tliX = 20°С. Относительную влажность
воздуха можно контролировать по нижнему
допустимому значению температуры адиабатного увлажнения
1КХ = 16°С путём автоматического отслеживания
нагрева воздуха в калорифере первого подогрева 11.
В случаях необходимости строгого контроля
относительной влажности воздуха в рабочей зоне рекомендуется
в качестве ламинарных воздухораспределителей
применять аппараты ЭВ> (эжекционные
воздухораспределители-увлажнители), подробное описание которых
приведено в работах [ 1 ] и [3]. Относительная влажность воздуха в
рабочей зоне фв при работе аппаратов ЭВУ регулируется
путём автоматического контроля расхода воды,
подаваемой на местное увлажнение воздуха [1,3]
4.3. СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА ПОМЕЩЕНИЙ ПЛАВАТЕЛЬНЫХ БАССЕЙНОВ
плавательных бассейнов Л = 1,5 [23].
За последние годы было построено много
помещений бассейнов для оздоровительного плавания при
школах и пансионатах. Качество лечебного плавания
зависит и от комфортных параметров воздушной среды в
зоне нахождения людей. Как правило, помещения
плавательных бассейнов используются круглый год.
Температура воды в бассейне в холодный период года
поддерживается не ниже 25°С, а летом увеличивается до 27°С.
Температура воздуха обычно на ГС выше температуры
воды при относительной влажности от 50 до 60%.
Наличие открытой поверхности воды
обусловливает поступление в воздух помещений большого
количества водяных паров. Количество испаряющихся от
ванны бассейна водяных паров может быть вычислено
по опытной формуле, полученной финскими
специалистами применительно к особенностям
функционирования плавательных бассейнов[23]:
W=AFg„
ciw йв
1000
(4.2)
В опытной формуле (4.2) свободный
коэффициент Л учитывает интенсификацию испарения с
поверхности воды из-за изменения условий протекания
процессов испарения при наличии купающихся по
сравнению со спокойной поверхностью воды По данным
финских специалистов, для оздоровительных
Поверхность спокойной глади воды в бассейне F
определяется размерами площади водяной ванны, м2.
Коэффициент испарения вычисляется по опытной
формуле [23]:
о = 25 + 19 v, кг/м2 чкг влаги.
(4 3)
Влагосодержание насыщенного воздуха dw г/кг
при температуре поверхности воды tw, °C и
влагосодержание воздуха dw г/кг в зоне обитания людей
находятся по I-d — диаграмме при заданных параметрах tn и фв
или вычисляются по известным формулам.
Скорость воздуха v, м/с над поверхностью воды
зависит от схемы организации воздухообмена в
помещении. По условиям теплового комфорта для обнажённых
людей скорость воздуха в зоне обитания купающихся в
бассейне людей не должна превышать 0,1 м/с. Примем
водную поверхность бассейна F= 25 • 8 = 200 м2,
температуру воды летом tw = 27°С и параметры воздуха в зоне
обитания людей tB = 28°С и фв = 60%. По формуле (4.3)
вычисляем коэффициент испарения
а„с = 25 + 19 ■ 0,1 = 26,9 кг/м2 чкг влаги.
В соответствии с рис.4.4 находим dw= 23 г/кг (точка W)
и dB =14,4 г/кг (точка В)
По формуле (4.2) вычисляем количество
76

/, кДж кг
Фв=60
и
/
/
^7 = 22"
> fn- 18,1° /н=54 кДж кг
^рн=14° | г/ч = 17г кг
°„
w ф= 100°°
^,.= 27°
dK = 2Л г кг
dB = 14,4r кг
г/. = 10 г кг
d, г кг
Рис. 4.4. Режим работы приточно-вытяжной системы в
расчётных условиях тёплого периода года в климате г. Москвы
испаряющейся влаги при использовании бассейна
для оздоровительного плавания:
WHr=l,5-200-26)9^Jp = b9,4Kr ч.
На испарение воды затрачивается тепло, которое
поступает из воздуха при наличии градиента
температур tn — tu в сторону воды, а также от нагрева в
водо-водяном нагревателе горячей воды при
насосной циркуляции от источника теплоснабжения.
Количество тепла, затрачиваемое на испарение воды,
определяется так:
Quc=Wnc /, кДж/ч. (4.4)
Величина скрытой теплоты парообразования при
температуре воды tw находится следующим образом:
г = 2500 - 4,2 • t„„ кДж/кг. (4.5)
Для рассматриваемого случая по формуле (4.5)
получим
г = 2500 - 4,2 ■ 27 = 2387 кДж/кг.
Затрачиваемое тепло на испарение количества
воды WIIC, согласно (4.4.),
Q,IC = 69,4 • 2387 = 165658 кДж/ч.
Для перевода QIIC, кДж/ч в Вт используем
формулу
~^6~' (46>
По формуле (4.6) получим
<2ИС = 165658/3,6 = 46016 Вт.
Если помещение плавательного бассейна имеет
значительное остекление в наружных ограждениях, то
проникающая через ограждение теплота солнечной
радиации затрачивается на нагрев строительных
конструкций и зеркала воды. Использование проникающей
в помещение бассейна солнечной радиации на нагрев
зеркала воды в плавательной ванне позволяет
сократить затраты тепла от источников теплоснабжения на
поддержание температуры воды в ванне tlc= 27°C.
В холодный период года необходимо
предотвратить большие теплопотери через значительные
поверхности остекления в наружных ограждениях. Для
этой цели конструкция остекления должна иметь
повышенное термическое сопротивление передаче тепла
от наличия градиента температур между внутренним
t{i и наружным £„х воздухом, но сохранять способность
пропускать в помещение теплоту солнечной
радиации, которая будет способствовать поддержанию
температуры поверхности воды в плавательной ванне на
требуемом уровне (tIC = 25 — 27°С).
На рис. 4.4 представлен расчётный режим
работы системы микроклимата в помещении
плавательного бассейна в тёплый период года в климате
г.Москвы. Для удаления из помещения
испаряющихся водяных паров используется наружный
воздух с параметрами Б: tu = 28,5°С, /„ = 54 кДж/кг
(точка Н). В зоне плавания поддерживаются
следующие параметры (точка В): tx= 28°C и фв= 60%
при /в = 64 кДж/кг. В целях увеличения
поглотительной способности приточного воздуха но
восприятию влаговыделений рационально подавать
приточный воздух с малыми скоростями
непосредственно в зону нахождения людей, а удалять воздух из
верхней зоны под потолком помещения. Влажный
воздух легче сухого. Поэтому в режиме поступления
в зону обитания приточного воздуха и поглощения
им испаряющихся водяных паров образуется более
насыщенный влагой воздух, который
будет подниматься под перекрытие и создавать влаго-
содержание dy больше dn. Для нахождения влагосо-
держания удаляемого воздуха Ls можно пользоваться
преобразованной формулой (1.4):
dy = dn + KLd (dH - du), г/кг. (4.7)
Для рекомендуемой схемы притока в зону
обитания и вытяжки под потолком показатель К и
может быть принят равным 1,6. Вычислим но
формуле (4.7) возможное влагосодержание удаляемого
воздуха для рассматриваемого примера:
dy = 10 + 1,6 • (14,4 - 10) = 17 г/кг.
На рис. 4.4 находим точку У с параметрами
d}= 17г/кг,гу=28°С.
Для поглощения расчётных влаговыделений,
которые являются преобладающей вредностью в
помещениях плавательных бассейнов, в зону
обитания необходимо подавать следующее количество
приточного наружного воздуха:
L п и=
lOOOUdr
Pn.iiWy-^n)
, м^ ч.
(4.8)
Для рассматриваемого примера но формуле (4.8)
получим
1000-69,4
^И.Н ~"
1,15(17-10)
= 8621 м3 ч.
В СНиП [2| указано, что в расчетные сутки
тёплого периода года температура наружного воздуха в
климате г. Москвы снижается на 10,4°С (точка Н).
Это показывает, что для сохранения комфортных
условий воздушной среды приточный наружный
воздух в утренние часы летом необходимо подогревать.
Для первоначального нагрева приточного наружного
воздуха энергетически рационально использовать
установку утилизации с насосной циркуляцией
промежуточного теплоносителя-антифриза [1J. Во
избежание конденсации водяных паров температура
77

/ кДж кг
<РВ=50°.
Ф=100°о
приточного наружного воздуха в холодный период года:
^ц(ру^у-Рсм^см)
^п.н
Рис. 4.5. Режим работы приточно-вытяжной системы в
расчётных условиях холодного периода года в климате г.
Москвы
внутренней поверхности ограждений должна быть
выше температуры точки росы удаляемого воздуха
(на рис. 4.4 — выше 22°С).
На рис. 4.5 представлен расчётный режим работы
системы микроклимата в холодный период года при
следующих параметрах Б [2]: tux = -26°С и dux = 0,6 г/кг.
Температура воды tw= 25°C и dw = 20,2 г/кг.
Температура воздуха tB= 26°C, фв = 50%, dB = 10,8 г/кг.
Градиент влагосодержания внутреннего и
приточного воздуха в расчётных условиях холодного
периода года значительно больше, чем для тёплого
периода года (см. рис. 4.4). Как следует из формулы
(4.2), увеличение градиента влагосодержания
приведёт к возрастанию количества испаряющейся
воды с водного зеркала ванны плавательного бассейна,
что, соответственно, увеличит расход тепла на
подогрев пополняющей бассейн свежей воды.
В целях сохранения условий испарения воды
близкими к режимам в летний период года
предлагается сохранить в холодный период года градиенты
перепадов влагосодержания равными градиентам
летних режимов. Для выполнения этих условий
предлагается в холодный период года требуемое влагосодер-
жание приточного воздуха поддерживать путём
смешения в приточном агрегате подогретого до
температуры tnn = 26°C наружного воздуха и
рециркуляционного влажного воздуха из помещения.
Градиенты влагосодержания в тёплый и
холодный периоды года принимаются одинаковыми.
В тёплый период года в рабочей зоне
Adp3=dB- dH=14,4-10 = 4,4 г/кг.
Влагосодержание смеси приточного воздуха в
холодный период года
dCM=dB-Adp3= 10,8-4,4=6,4 г/кг.
Влагосодержание удаляемого воздуха вычисляем
по формуле (4.7):
dy = 6,4 + 1,6 • (10,8 - 6,4) = 13,44 г/кг.
Из уравнения баланса смеси находим расход
Ру У Ри.н^п.н
8621(1,1513,44-1,16-6,4)
1,15-13,44-1,17-0,6
4811 м3 ч.
Полученное значение Iх,,,, необходимо
проверить на соответствие санитарно-гигиеническим
нормам по подаче в помещение приточного
наружного воздуха. В плавательном бассейне
рассматриваемого примера одновременно находятся 40 человек и
на одного человека требуется 80 м3/ч воздуха, что
отвечает минимальному расходу
£н.,..ми„ = 40 • 80 = 3200 М3/ч.
Полученное значение Iх,, п больше AIULMIIII, что
указывает на выполнение санитарных норм. Для
снижения расхода тепла на подогрев приточного
наружного воздуха предлагается применять установки
утилизации теплоты выбрасываемого в атмосферу
удаляемого воздуха Iv, который остаётся после
использования рециркуляции части вытяжного воздуха.
Нагрев приточного наружного воздуха в
установке утилизации отвечает следующему уравнению
теплового баланса:
^сг.у — ^ ii.il Рн.н ср "и! ~ 4i * ~
= Ly ру <7у1 - /у2Л кДж/ч. (4.9)
Методом попыток находится рациональная
величина охлаждения удаляемого воздуха /v2 в теплоотда-
ющем теплообменнике установки утилизации. Для
рассматриваемого примера fy2=30 кДж/кг. По правой
части уравнения (4.9) вычисляем количество
утилизируемого тепла:
QT.V=48001,18(60,5 - 30) = 172752 кДж/ч.
Из преобразованной левой части (4.9) находим
достигаемую температуру подогрева при i очного
наружного воздуха:
t = 9И +/х о
н2 Lx о с н '
-^п.н кп.н ср
tn2 = (172752/(4811 • 1,31 • 1)) - 26 = 1,4°С.
На рис. 4.5 режим извлечения теплоты из
вытяжного воздуха обозначен пунктиром. От температуры
tll2 = 1,4°С до tllM = 26°C приючный воздух
нагревается в калорифере, питаемом горячей водой. При
повышении фв до 60% система переходит на работу по
прямоточной схеме. Из рис. 4.5 видно, что температура
точки росы удаляемого воздуха в холодный период
года £р.у= 18,6°С. Для избежания конденсации влаги на
внутренней поверхности ограждающих конструкций
необходимо с помощью нагревательных приборов
обеспечить поддержание температуры поверхности
ограждений зимой не ниже 19°С. В расчётных
режимах тёплого периода года температура точки росы
удаляемого воздуха равна 22°С (см. рис. 4.4). Во
избежание конденсации влаги температура внутренних
поверхностей ограждений не должна опускаться
летом ниже 23°С. Для этой цели рекомендуется
78

Рис. 4.6. Принципиальная схема системы микроклимата в
помещении бассейна для плавания:
1 — приточный агрегат; 2 — воздухозаборный многостворчатый
клапан; 3 — воздушный фильтр; 4 —теплоотдающий теплообменник;
5 — калорифер второго подогрева; 6 — камера смешения; 7 —
приточный вентилятор; 8 — воздуховод; 9 — воздухораспределители
ламинарные; 10 — вытяжной воздуховод; 11 — вытяжной агрегат;
12— вытяжной вентилятор; 13— воздушная камера; 14 — воздуховод;
15—теплоизвлекающий теплообменник; 16 — выбросной воздуховод;
17 — термостат; 18 — автоматический клапан изменения расхода
горячей воды; 19 — датчик влажного воздуха
предусматривать отдельную систему воздушного
обогрева верхней зоны с температурой притока порядка
33°С. Проведённый анализ круглогодовых режимов
работы систем микроклимата в помещениях
плавательных бассейнов позволил разработать
принципиальную схему систем, представленную на рис. 4.6.
Приточный агрегат 1 собирается из функциональных
блоков КЦКП, включающих (по ходу воздуха)
следующие элементы: воздухозаборный многостворчатый
клапан 2 для поступления и регулирования расхода
приточного наружного воздуха Ln н, воздушный
фильтр 3, теплоотдающий теплообменник 4
установки утилизации, калорифер подогрева 5, камеру
смешения 6, приточный вентилятор 7.
Воздуховодами 8 приточный агрегат 1
соединяется с ламинарными воздухораспределителями 9,
из которых приточный воздух Lu со скоростью не
более 0,1 м/с поступает в зону обитания людей.
Влажный воздух иод потолком через вытяжной
воздуховод 10 забирается в вытяжной агрегат 11,
который включает воздушный фильтр 3\ вытяжной
вентилятор /2, воздушную камеру 13 с воздушным
клапаном, соединенную воздуховодом 14 со
смесительной камерой 6 приточного агрегата У,
теплоизвлекающий теплообменник 15 установки
утилизации, выбросной воздуховод 16 удаляемого в
атмосферу воздуха Lv.
В помещении плавательного бассейна термостат 17
контролирует температуру воздуха tH в зоне обитания
и через импульсную связь воздействует на
автоматический клапан 18 изменения расхода горячей воды
через калорифер 5. Датчик 19 контролирует
влажность воздуха фв в зоне обитания 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 13 открыты для
пропуска но соединительному воздуховоду 14 на
рециркуляцию до 50% удаляемого воздуха, который
смешивается с подогретым приточным наружным
воздухом в камере 6 приточного агрегата 1. При
достижении относительной влажности воздуха в зоне
обитания верхнего уровня 60% датчик 19 подает команду
на закрытие воздушных клапанов воздушной камеры 13 и
приточный агрегат 1 работает по прямоточной схеме.
На схеме рис.4.6 не показаны нагревательные
приборы, которые настилающимися тепловыми струями
или от змеевиков в строительных конструкциях
должны поддерживать температуру на поверхности
ограждений помещения плавательного бассейна
выше температуры точки росы удаляемого влажного
воздуха (см. рис. 4.4 и 4.5).
Приточные / и вытяжные 11 агрегаты удобно и
экономично создавать на базе функциональных
блоков КЦКП [5|.
4.4. СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА С КРУГЛОГОДОВЫМ ХОЛОДОСНАБЖЕНИЕМ
ПО ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩЕЙ ТЕХНОЛОГИИ
В промышленных и общественных зданиях
применяются технологическикомфортиые СКВ с
круглогодовым режимом охлаждения воздуха и
оборудования в помещениях. На рис. 4.7 дана
принципиальная схема круглогодового холодоснабжения по
энергосберегающей технологии.
В тёплый период года выработка холода в форме
холодной воды twx = 6°C осуществляется от работы
холодильных машин /. На рис. 4.7 показана одна
холодильная машина. Обычно для обеспечения
надёжности и количественного регулирования применяют не
менее трёх машин. Холодильная машина / включает
компрессор, который нагнетает горячие пары рабочего
агента в конденсатор. По трубкам конденсатора от
работы насоса 3 проходит охлаждённый наружным
воздухом Ln в аппарате 2 антифриз В качестве
охлаждающего аппарата 2 энергетически и конструктивно
рационально применять модульные агрегаты воздушного
охлаждения (МАВО), разработанные и производимые
фирмой «Веза» [24]. Они включают в себя
теплообменники из медных трубок с пластинчатым
алюминиевым оребрением, подробно рассмотренные в гл. 2. В
зависимости от требуемой заказчиком охладительной
способности аппаратов МАВО фирма «Веза» может
поставить теплообменники с числом рядов оребрён-
ных трубок от двух до четырёх.
Теплообменники заключены в корпус из
оцинкованной стали без применения сварки, что снижает
опасность коррозии аппарата при его рабочем положении на
улице (обычно на плоской крыше здания или в лоджии).
Движение наружного воздуха L„ со стороны ореб-
рённых трубок теплообменников аппаратов МАВО
(см. рис. 4.7, аппарат 2) осуществляется от работы ма-
лошумных осевых вентиляторов с двухскоростными
не требующими обслуживания электродвигателями
(напряжение питания 380 В с классом защиты IP54)
79

'«.2=15°
tlo2 = \s°c
гаф2 :
Конденсатор
■'^,V=6°C
Л
T^S
Рис. 4.7. Принципиальная схема
круглогодового холодоснабжения
по энергосберегающей техноло-
1 — холодильная машина;
2—охладительный агрегат гликоля; 3—насос контура
охлаждения конденсатора холодильной
машины гликолем; 4—подающий и обратный
трубопроводы-коллекторы циркуляции
гликоля через конденсаторы холодильных
машин: 5—насос циркуляции гликоля через
охладитель 2; б—подающий и обратный
коллекторы циркуляции гликоля через
охладительные агрегаты гликоля; 7—
пластинчатый теплообменник охлаждения
технологической воды гликолем; 8—насос контура
циркуляции охлаждаемой воды через
испаритель холодильной машины;
9—подающий и обратный коллекторы циркуляции
воды, охлаждаемой в испарителях
холодильной машины; 10—насос контура
циркуляции воды, охлаждённой в испарителе
холодильной машины; / / — пластинчатый
теплообменник для охлаждения технологической
воды от работы холодильной машины;
12—трубопроводы циркуляции
охлаждающей технологической воды; 13—насос
контура циркуляции охлаждения
технологической воды гликолем, охлаждённым воздухом
tw об _ 12°^
Число осевых вентиляторов зависит от требуемой
охладительной способности МАВО, которая может
изменяться от 11 до 316кВтч. Соответственно число осевых
вентиляторов в одном МАВО может изменяться от
одного до двенадцати.
На рис. 4.7 агрегат 2 имеет аналогичную
конструкцию с МАВО и предназначен для охлаждения в
тёплый период года антифриза с температурой tK= iO°C до
tKOX= 34°C. МАВО применён в климате г.Москвы,
расчётная температура охлаждающего наружного воздуха
tn = 28,5°С. Для расчётных условий тёплого периода
года, согласно данным рис. 4.7, теплотехническая
.эффективность агрегата 2 будет такой:
£ц ^к.ох 40-34
®гаф=
*К 41
40-28,5
= 0,52
В трубки конденсатора холодильной машины 1
охлаждённый антифриз подаётся от работы насоса 3, что
обеспечивает охлаждение и конденсацию рабочего агента,
который через терморегулирующий вентиль поступает в
испаритель холодильной машины /. От работы насоса 8 в
испаритель холодильной машины 1 подаётся вода с
температурой tzcx£ = 12°C, которая должна быть охлаждена до
twx= 6°C. Охлаждённая и обратная вода циркулируют но
подающим и обратным трубопроводам 9 от работы
насоса 10 и проходят через пластинчатый теплообменник 11.
Для технологического оборудования круглый год
должна поступать холодная вода с температурой
tlcX = 9°С. В технологическом оборудовании вода
нагревается до tzc2 = 15°С.
При снижении температуры наружного воздуха
tu в аппарате 2 достигается большее снижение
температуры охлаждаемого антифриза t.M^x. Для нормальной
работы холодильной машины 1 расход охлаждённого
антифриза должен быть постоянным и
соответствовать расчётному значению. Температура антифриза в
режиме конденсации постоянна (tK = 40°С) и
контролируется датчиком, воздействующим на
электрический привод трёхходового смесительного
клапана перед насосом 3. Это позволяет повышать
температуру поступающего в конденсатор антифриза
путём смешения отеплённого (/к= 40°С) и
охлаждённого в аппарате 2 антифриза.
Отеплённый в конденсаторе холодильной
машины 1 антифриз с температурой tK= 40°C поступает от
работы насоса 5 в контур трубопроводов 4, связанных
с параллельно включёнными в них насосами 3 у
каждой холодильной машины У (в рассматриваемой схеме
рис. 4.7 па пищевом предприятии в Москве
применены три одинаковые холодильные машины). Насос 5
работает при переменном расходе антифриза, который
через охладительный агрегат 2 уменьшается по мере
снижения температуры наружного воздуха. В целях
экономии электроэнергии рационально применять
насосы (например, 5) с переменным расходом жидкости,
электронным регулированием частоты вращения и
обозначением их на конце наименования типа насоса
буквой Е (электроника).
Для обеспечения устойчивой работы
холодильных машин 1 насосы 3 и 8 соответственно для
конденсатора и испарителя работают при постоянных
расходах жидкости. Автоматизация работы холодильных
машин и изменение её холодоироизводительности
производятся путем контроля температуры
охлаждённой воды twx = 6 °С.
При работе холодильной машины / (см. рис. 4.7)
на выработку 2,4 кВг-ч холода затрачивается 1 кВг-ч
jjic ктроэ нергии.
В холодный период года охлаждение воды для
производственной технологии до температуры
tzcX = 9°C осуществляется в теплообменнике 7.
Теплотехническая эффективность охлаждения воды в
теплообменнике 7 при подаче в него охлаждённого
антифриза с температурой t^A = 6°C такова:
80

e,„,=
tW2 tjr\ 15-9
tw2~ ^аф1 15"6
= 0,67 .
В современных конструкциях пластинчатых
теплообменников «жидкость - жидкость» реально
возможно достичь теплотехнической эффективности
Stzc = 0,9. Поэтому принятые на рис. 4.7 режимы
охлаждения технологической воды в теплообменниках
7 и 11 требуют значительно меньшей
теплотехнической эффективности (0№.= 0,67), что вполне
достижимо и осуществляется при умеренных гидравлических
сопротивлениях
При режиме охлаждения антифриза в аппарате 2
ручные вентили (которые могут быть с
автоматическим приводом) на отводах к насосу 3 закрываются, а па
отводах к насосу 13 открываются. На трубопроводах
циркуляции охлаждающей технологической воды 12
закрываются вентили к теплообменнику 11 и
открываются вентили к теплообменнику 7. Температуру
наружного воздуха tw °C, при которой при заданной
теплотехнической эффективности аппарата 2 ©,аф = 0,52
достигается требуемое охлаждение антифриза,
вычисляем по формуле
*й= 12-02-6)/0,52 = 0,5 °С.
Температура наружного воздуха от -0,5°С и ниже
наблюдается в Москве не менее полугода.
Принципиально возможно выбрать охладительный
аппарат 2 (например, типа МАВО) для более
высокого значения теплотехнической эффективности
(0,аф>О,52).
Это позволит увеличить продолжительность
применения холода наружного воздуха для
охлаждения воды в технологическикомфортных СКВ.
Преимуществом использования наружного воздуха для
охлаждения рабочей жидкости (так называемый
«режим свободного охлаждения») является
значительное снижение расхода электроэнергии на выработку
холода. Так, например, требуется охладить 30 м3/ч
этиленгликоля в МАВО [ 24) с температуры
^аф2 = 12°С до £аф! = 6°С. Для перемещения наружного
воздуха с температурой tTl = -2°C через МАВО
потребуется затратить мощность шести вентиляторов с
приводом от электродвигателя 2,2 кВт каждый.
Охладительная способность МАВО в этом
режиме работы составит
Ох.аф= 30000 1.06-3,8 (12-6) 3600 = 201,4 кВт.
Энергетический показатель получения холода
наружного воздуха таков:
Лх.„ = (2х.аф/#в.« - 201,4/6-2,2 = 15,3.
По сравнению с работой холодильной машины от
применения «режима свободного охлаждения»
достигается снижение расхода электроэнергии на
выработку холода
15,3/2,4=6,4 раза.
4.5. ХАРАКТЕРНЫЕ СИСТЕМЫ МИКРОКЛИМАТА В ЖИВОТНОВОДЧЕСКИХ И ПТИЦЕВОДЧЕСКИХ
ПОМЕЩЕНИЯХ И ПУТИ ИХ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ
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 продуктивности. Организм животных
обладает способностью поддерживать температуру тела на
уровне оптимальной биологической активности. При
поедании кормов 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 механизм
животных будет сокращать отдачу тепла в окружающую
среду и расходовать энергию корма на поддержание
температуры тела на уровне биологической
активности. При поддержании температуры воздуха на
оптимальном уровне энергия корма будет максимально
расходоваться на повышение продуктивности
животного: коровы дают максимальные удои,
куры-несушки демонстрируют максимальную яйценоскость,
свиньи на откорме дают максимальные привесы.
При повышении температуры воздуха в зоне
обитания животных наблюдается перегрев тела
животных, и они сокращают потребление кормов, что ведёт
к резкому снижению продуктивности. Круглогодовая
работа систем микроклимата в помещениях
содержания животных должна обеспечить поддержание в
зоне их обитания параметров воздуха,
приближающихся или даже соответствующих условиям сохранения
Яйценоскость, %
80
Потребление корма
несушкой в сутки, г/сут.
—— - кривая яйценоскости, %
— — - кривая потребления корма
несушкой в сутки
Рис. 4.8. Влияние температуры воздуха в зоне обитания кур-
несушек на производительность (яйценоскость) и суточное
потребление корма
81

оптимальной биологической активности. В работе
[25] приведены традиционные системы и
рекомендуемые величины параметров воздуха при различных
методах содержания животных разных типов и
возрастов (термин «животные» включает и птиц).
Имеются многочисленные исследования, указывающие на
снижение продуктивности животных при
отклонении параметров воздуха от рекомендуемых значений.
На рис. 4.8 представлены графики зависимости
продуктивности кур-несушек и потребления ими корма
(наблюдения В.М. Селенского, 1975 г.). Наибольшая
продуктивность кур-несушек отмечается при
температуре воздуха 16—18°С и относительной влажности
60 -70%. При этом, безусловно, обеспечивается
поддержание нормируемого газового состава воздуха
[25]. Снижение температуры воздуха до нуля
приводит к резкому сокращению яйценоскости и
практически к удвоенному расходу корма. Это показывает, что
при низких температурах окружающего животных
воздуха энергия поедания корма большей частью
расходуется на поддержание температуры тела на уровне
биологической жизнедеятельности организма.
Из рис. 4.8 видно, что при повышении
температуры воздуха в зоне обитания животных, что
характерно для тёплого периода года при их содержании в
помещениях, наблюдается снижение продуктивности и
потребления кормов. Это указывает на то, что
создаётся перегрев организма и живошые снижают
биологическую активность из-за недостаточного отвода
теплоты организма в окружающую среду.
Традиционные системы микроклимата в
помещениях содержания животных в климате России
включают только средства для нагрева приточного воздуха
в калориферах, питаемых горячей водой, как
правило, от местных котельных сельхозпредприятий [25].
Так, например, на птицефермах широко
распространены помещения птичников,
сооружённых из типовых железобетонных панелей без окон.
Помещения птичника для содержания в
трехъярусных по высоте клетках 36 тыс. кур-несушек имеют
размеры 96 м в длину и 18 м в ширину. С каждой
стороны помещения устанавливается 16 шестиметровых
панелей с отверстием диаметром 0,6 м в нижней
части на высоте от земли 0,3 м. В этих отверстиях
размещаются 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 (в пристройках) располагается
по 5 осевых вентиляторов с диаметром рабочего
колеса 1,0 м с приводом от электродвигателей
мощностью 2,2 кВт. На всасывающей стороне
вентиляторов имеется приёмная камера с калориферами для
нагрева наружного воздуха в холодный период.
Калориферы снабжаются горячей водой от котельной
птицефабрики. При температурах наружного воздуха t =
5°С и выше подогрев в калориферах прекращается. В
торцевой части камеры открываются створки, и
создаётся доступ наружного воздуха к всасывающим
отверстиям пяти осевых вентиляторов №10 с каждой
торцевой стороны птичника. В этом режиме
вентиляции 10 приточных вентиляторов подают наружный
воздух в верхнюю зону, а осевые вентиляторы в
нижней части боковых стен отсасывают воздух из нижней
зоны помещений и выбрасывают его наружу Общий
расход электроэнергии на работу всех вентиляторов
составляет 48 кВт-ч.
В холодный период года при температурах
наружного воздуха ниже 5°С система вентиляции
переводится для работы в режиме нагрева приточного
наружного воздуха. Для этой цели в торцах приточных камер
закрываются створки и забор наружного воздуха
происходит через каналы, в которых смонтированы
калориферы, расположенные в отверстиях боковых стен
камеры. Производительность 10 осевых вентиляторов
приточных систем снижается до 80 тыс. м3/ч. В
калориферы подаётся горячая вода, и приточный
наружный воздух нагревается до 5°С. Работающие осевые
вентиляторы (32 шт.), расположенные в боковых
стенах помещения, выбрасывают отеплённый и
загазованный воздух наружу. Наши натурные обследования
птицеводческих хозяйств показали, что в зимний
период от выбрасываемого теплого воздуха с
температурой не ниже 16°С на расстоянии от стен до 1,5 метра
отсутствует снег, который тает от выбросного тепла
Несмотря на значительные расходы электроэнергии и
тепла, традиционные системы микроклимата не
обеспечивают создания и поддержания в зоне обитания
птиц оптимальных параметров воздуха. Это может
объясняться следующими причинами:
струйная подача приточного воздуха в верхнюю
зону помещений не обеспечивает равномерного
проникновения приточного воздуха по длине помещения
48 м, обслуживаемого одной торцевой приточной
системой из пяти осевых вентиляторов; мы наблюдали
попытки работников птицеферм устанавливать в
верхней зоне помещения на расстоянии от торцевых
стен 20 м дополнительные осевые вентиляторы для
увеличения зоны проникновения приточного воздуха;
между клехками с птицами и боковыми стенами, в
нижней части которых установлены осевые
вентиляторы, имеется технологический проход шириной
1,2 м, а между верхом клеток и перекрытием —
свободное пространство высотой у технологических
проходов не менее 0,4 м. Наличие свободных пространств
над клетками и сбоку от них предопределяет забор
части вытяжного воздуха осевыми вентиляторами №6
минуя объем, занимаемый клетками с птицами;
приточный воздух не подвергается увлажнению,
что приводит к поддержанию в помещениях в тёплый
период года в климате Московской области
повышенной температуры (до 30°С) и пониженной
относительной влажности воздуха (40 — 46%).
Автором совместно с С.Бобоевым [26]
предложено в помещениях содержания животных
приготовлять приточный воздух по энергосберегающей
технологии. Поступление приточного воздуха
осуществляется методом затопления зоны обитания
животных Для этого используются аппараты типа ЭВУ,
конструктивная схема которых показана на рис. 4.9.
Высота зоны притока в аппаратах ЭВУ определяется
назначением и способом содержания животных в
помещении.
По приточному воздуховоду, располагаемому
под потолком животноводческого помещения, у
наружных стен, подаётся приготовленный наружный
воздух. Количество приточного воздуха обязательно
82

1 ^
2-.
2000
г
1200
Ч w
▼
т [
1
L no° J
ч 1200 »
Рис. 4.9. Конструктивная схема и размеры эжекционного
воздухораспределителя-увлажнителя ЭВУ-1,5/1,5:
1 — присоединительный воздуховод от приточного агрегата; 2—
присоединительный патрубок первичного наружного воздуха LnH;
3—перемещаемая сопловая панель; 4 —сопло; 5—лоток с водой;
6—шаровой клапан постоянного уровня воды в лотке;
7—водопровод; 8 — соленоидный клапан; 9 — датчик влажности; 10—
гигроскопичный материал; 11 — поддон; 12— гибкая вставка
вычисляется но трём вредностям: по тешюизбыткам,
которые имеют наибольшую величину в тёплый период
года (см. (1.1)); по суммарным влаговыделениям (см. (1.3)); по
газовым вредностям (см. (1.5)). Производителыккть по
воздуху системы микроклимата принимается согласно
большему значению из трёх проведённых расчёгов.
Благодаря применению аппаратов ЭВУ
приточный воздух подаётся в зону содержания животных, а
отеплённый, загазованный, влажный воздух
забирается на вытяжку под потолком. Это позволяет достигать
в выбросном вытяжном воздухе значений температуры
tv, влагосодержания dy и газосодержания с\„
значительно превышающих нормируемые величины [251 в зоне
обитания животных. Принятая схема воздухорасиреде-
ления обеспечивает поддержание блаюприятных для
жизнедеятельности животных параметров воздушной
среды и позволяет удалять вытяжной воздух при
значительно больших рабочих перепадах по восприятию
вредностей, попадающих в воздух помещений.
Для обеспечения комфортности воздухораспре-
деления аппараты ЭВУ располагаются на иолу
помещения у наружных стен и имеют высоту приточного
сечения, равную высоте нахождения животного в
режиме приёма пищи. Так, например, в
свинарниках-откормочниках приток осуществляется через фасадное
сечение аппаратов ЭВУ на высоте 0,6 м. В
помещениях содержания кур в трехъярусных клетках приток
осуществляется через аппараты ЭВУ, имеющие
высоту приточного сечения 1,6 м. Приточные аппараты
ЭВУ располагаются у боковых стен в каждом
строительном шестиметровом модуле. Для сборки
строительных панелей используются колонны и балки,
имеющие выступающие ригели размером 0,2—0,4 м.
Глубина аппарата ЭВУ 0,2 м, что позволяет
устанавливать его у боковых стен, не загораживая
технологические проходы в животноводческих помещениях.
От приточного воздуховода к каждому аппарату
ЭВУ опускается присоединительный воздуховод У,
который соединяется с присоединительным
патрубком 2 размером 1100x80 м в верхней части аппарата
ЭВУ. По входному сечению патрубка 2 располагается
переметаемая сопловая панель 3, имеющая восемь
сопл 4.
На схеме рис. 4.9 представлены конструктивные
размеры эжекционного
воздухораспределителя-увлажнителя ЭВУ-1,5/1,5. Цифра 1,5 в числителе
отвечает расчётному расходу приточного первичного
воздуха через сопла аппарата в 1500 м3/ч. Для
обеспечения этого перед присоединительным патрубком 2
необходимо обеспечить статическое давление 100 Па.
Выходя из сопл, приточный наружный воздух
Luu = 1500 м3/ч эжектируег через верхнюю часть
фасадного сечения аппарата ЭВУ внутренний воздух в
количестве 1500 м3/ч (это отвечает цифре 1,5 в
знаменателе наименования аппарата) [3].
Для обеспечения адиабатного увлажнения эжек-
тируемого LB и приточного наружного Luu воздуха
используются полотна 10 из гигроскопического
материала, установленные по всему фасадному сечению
аппарата. Верхние концы гигроскопического
материала полотен 10 опущены в лоток 5, заполненный
водопроводной водой через шаровой клапан 6,
соединённый гибкой вставкой 12 с трубопроводом 7
водопроводной воды. На трубопроводе /подачи
водопроводной воды к аппаратам ЭВУ установлен
автоматический соленоидный клапан #, имеющий
электрическую связь с датчиком 9 контроля влажности воздуха
в зоне обитания животных в помещении. При
возрастании влажности выше настроенно у датчика 9
значения последует команда на закрытие клапана 8 и
прекратится подача воды в лоток 5. Это вызовет
снижение увлажнения приточного воздуха и,
соответственно, фв.
Гигроскопичные полотна быстро набирают воду
по всей высоте фасадного сечения, и проходящий
через влажный материал воздух испаряет влагу и
повышает своё влагосодержание. Избыток воды из
полотна 10 может стекать в поддон 11.
Содержание кур-несушек в многоярусных
клетках связано со значительными выделениями теплоты
водяных паров и газов. Высокая яйценоскость кур
возможна только при подаче в зону их обитания
свежего наружного воздуха и постоянном удалении
выделяющихся вредностей. Эту задачу выполняют
системы вентиляции, высокоэффективная работа
которых является обязательным требованием к
технологии промышленного птицеводства.
В традиционных системах вентиляции в
холодный период года затрачивается значительное
количество тепла (обычно это горячая вода от центральных
котельных птицефабрик) и электроэнергии.
Подогретый наружный воздух подаётся вентиляторами в
верхнюю зону помещений птичников. Температура,
влажность и загазованность вытяжного воздуха одинаковы
с параметрами воздуха в зоне обитания птиц в клетках.
В работе «Методические рекомендации по
83

исследованию систем микроклимата в промышленном
животноводстве и птицеводстве» (М., ВИЭСХ, 1977 г.)
приведен расчёт традиционной системы вентиляции
для птичника клеточного содержания 30 тыс.
кур-несушек. В климате Московской области приточный
наружный воздух в количестве 45 тыс. м3/ч должен
нагреваться в расчётных условиях холодного периода
года с -26 до 8°С. По нашим расчётам, годовые затраты
тепла на нагрев холодного наружного воздуха за 5400 ч
составляют на один м3/ч 0,0182 Гкал/год. Тогда в
традиционной системе вентиляции на нагрев приточного
наружного воздуха за год будет затрачено тепла
45000 • 0.0182=819 Гкал/год.
При стоимости тепла 200 руб/Гкал стоимость
затраченного тепла будет такой:
819-200=163800 руб/год.
На работу приточных и вытяжных вентиляторов
зимой в традиционной системе вентиляции
затрачивается 36 кВтч электроэнергии.
Фирма «Веза» выпускает оборудование, на базе
которого экономически целесообразно создавать энерге-
тическисберегающие системы как во вновь строящихся
так и в реконструируемых зданиях птичников.
/, кДж кг
П
ПН
Н9
Нх
Фв=50°о
t =-Г
^П II *
Й=-26°
d, г кг
Рис. 4.10. Традиционный и энергосберегающий режимы
работы системы микроклимата в птичнике в Московской области
Традиционный режим: Нх-П — нагрев в калорифере горячей
водой приточного наружного воздуха; П-Вх — процесс поглощения в
помещении тепло- и влаговыделений (пунктир)
Энергосберегающий режим: Нх-Н2 — нагрев утилизируемым
теплом приточного воздуха; Н2-ПН — нагрев в приточных
воздуховодах в помещении; ПН-П-ВХ — смешение в ЭВУ приточного наружного
и эжектируемого внутреннего воздуха; П-В-У — процесс поглощения
по высоте помещения тепло- и влаговыделений (сплошная линия)
На рис. 4.10 представлено построение расчётных
режимов работы традиционной (пунктир) и
энергосберегающей систем вентиляции в помещении птичника
для содержания 30 тыс. кур-несушек в климате
Московской области. В традиционной системе наружный
приточный воздух нагревается горячей водой в
калориферах приточных агрегатов (процесс Нх-П). Надетый
воздух по приточным воздуховодам или струями
поступает в верхнюю зону птичников и от работы осевых
вентиляторов просасывается через клетки, где
воспринимает тепло- и газовыделения (процесс П-Вх).
Выбрасываемый наружу воздух имеет температуру
16°С, которая поддерживается в зоне обитания птиц.
В энергосберегающей системе подогретый
приточный воздух подаётся в зону обитания птиц через
специальные эжекционные воздухораспределители-
увлажнители типа ЭВУ, которые установлены у
продольных стен на полу. В холодный период года в
аппаратах ЭВУ сопловая панель надвигается на
сечение приточного патрубка, который опускным
воздуховодом соединен с приточным воздуховодом,
прокладываемым над продольными проходами.
Как известно, конвективные тепловые и газовые
потоки выделений от птиц поднимаются в верхнюю
зону помещения, что создаёт условия для
поступления к птицам окружающего воздуха. В
энергосберегающей схеме организации воздухообмена к птицам
подаётся свежий приточный воздух, а отеплённый и
загазованный воздух собирается под перекрытием
птичника, откуда забирается на вытяжку В холодный
период юда в вентиляционных шахтах, сооружаемых
в крыше птичника, закрыты воздушные клапаны, а
вытяжка осуществляется oi работы вентиляторов
Вытяжной воздух в новой схеме вентиляции имеет
температуру иод перекрытием 21°С (точка Ух).
Проходя через теплоизвлекающие теплообменники в
вытяжных агрегатах, вытяжной воздух охлаждается и
осушается. Во избежание обмерзания теплоизвлека-
ющих теплообменников необходимо правильно
рассчитать режим их работы (см. гл. 2). Отведённое в
теплоизвлекающих теплообменниках тепло
переходит на нагрев антифриза до положительных
температур. От работы насоса нагретый антифриз по
трубопроводам подаётся в трубки калориферов в
приточных агрегатах. В рассматриваемом примере нагрев в
теплоотдающем теплообменнике приточных
агрегатов утилизируемым теплом составил от - 26° до 5°С
(процесс Нх-Н2). Проходя по приточным
воздуховодам, приточный воздух будет дополнительно
нагреваться от конденсации водяных паров из внутреннего
воздуха на поверхности воздуховодов (процесс Н2-ПН).
Выпадающий на пол проходов конденсат улучшает
микроклимат в помещении.
Из рис. 4.10 следует, что приточный наружный
воздух после нагрева утилизируемым теплом будет
иметь температуру 1ип = -1°С, с которой его нельзя
подавать в зону обитания птиц. Поэтому приточный
воздух поступает в аппараты ЭВУ через сопла и
эжектирует через верхнюю часть фасадного сечения
воздух из помещения (процесс ВХ-ПН). В аппаратах
ЭВУ эжектируемый и холодный приточный
наружный воздух смешивают (процесс ВХ-П-ПН), и смесь с
температурой 8°С подают в рабочую зону птичника.
В зоне обитания птиц происходит частичное
поглощение приточным воздухом тепло- и влаговыделений
и устанавливается температура 16° (точка Вх),
остальные тепло- и влаговыделения поглощаются в верхней
зоне птичника (процесс Вх-У1).
Благодаря новой схеме воздухообмена требуемая
для поглощения вредных выделений
производительность приточных агрегатов по наружному воздуху
снижена до 24 тыс. м3/ч. На привод приточных и
вытяжных вентиляторов затрачивается зимой 26 кВтч
84

электроэнергии. На циркуляцию антифриза
дополнительно затрачивается 3 кВт*ч. Общая затрата
электроэнергии 29 кВтч. За холодный период года в
традиционной системе расход электроэнергии будет
больше на величину
Щш,г (36-29) ■ 5400 = 37800 кВтч/год.
При температурах наружного воздуха выше 8°С в
традиционных системах прекращается потребление
горячей воды и приточные агрегаты
останавливаются В вентиляционных шахтах в кровле птичника
открываются воздухозаборные клапаны Осевые
вытяжные вентиляторы работают с большими
скоростями вращения, что позволяет увеличить их
производительность до 126 тыс. м3/ч при суммарном
потреблении электроэнергии до 30 кВтч.
/, кДж кг
Ф°в Фв=65°,
9,5 г кг
d, i кг
Рис. 4.11. Расчётный режим работы традиционной и
энергосберегающей систем микроклимата в птичнике
Московской области.
Традиционная система: Н-В — поглощение тепло— и
влаговыделений в помещении (пунктир).
Энергосберегающая система: Н-А— адиабатное
увлажнение приточного наружного воздуха в аппаратах
ЭВУ; А-В — поглощение тепло— и влаговыделений в
зоне обитания кур-несушек; В-У — поглощение тепло—
и влаговыделений по высоте птичника (сплошные линии)
На рис. 4.11 пунктиром показан расчётный режим
работы традиционной системы вентиляции в тёплый
период года в климате Московской области. Через
сечение вентиляционных шахт в крыше птичника
наружный воздух с температурой 22,3°С поступает в
верхнюю зону птичника, где смешивается с
конвективными тепловыми и газовыми потоками,
поднимающимися от птиц. Фактически возвращая вредности в зону
обитания птиц, приточный воздух проходит через
клетки и выбрасывается от работы осевых
вентиляторов в атмосферу с параметрами точки В.
В новой системе вентиляции при температурах
наружного воздуха выше 8°С останавливаются насос и
вытяжные вентиляторы. В шахтах в крыше птичника
открываются воздушные клапаны. Сопловые панели в
аппаратах ЭВУ перемещаются в переднее положение,
что обеспечивает поступление в них приточного
наружного воздуха минуя сопла и прекращение эжекции
внутреннего воздуха в аппараты. Благодаря
свободному поступлению приточного наружного воздуха в
аппараты ЭВУ значительно снижается их
аэродинамическое сопротивление, что при одинаковом
потреблении электроэнергии электродвигателями
приточных вентиляторов увеличивает производительность
по приточному воздуху до 54 тыс. м3/ч. При
температурах наружного воздуха выше 18°С целесообразно
понижать температуру приточного наружного воздуха
путём его адиабатного увлажнения в аппаратах ЭВУ
(процесс Н-А). Для этих режимов лотки аппаратов
ЭВУ должны быть соединены трубопроводами с
водопроводом. Путём открытия вентилей перед лотками
обеспечивается поступление в них воды. В лотки
опущены верхние концы полотен из гигроскопического
материала, которые перекрывают фасадное сечение
Материал полотен забирает влагу из лотков аппаратов
ЭВУ. При прохождении через влажный материал
приточный наружный воздух адиабатно увлажняется
(процесс Н-А на рис. 4.11). Степень адиабатного
увлажнения может регулироваться. Поступая к клеткам,
приточный наружный воздух частично поглощает
тепло- и влаговыделения от птиц (процесс А-В),
окончательное повышение параметров вытяжного воздуха
происходит под потолком птичника (процесс В-У).
Приточные агрегаты подают в тёплый период года
через аппараты ЭВУ адиабатно увлажнённый наружный
воздух в количесчве 46 ibic. м3/ч, чю потребует
затраты 15 кВт-ч электроэнергии.
За период работы приточных систем в переходный
и тёплый периоды года продолжительностью 3200 часов
экономия электроэнергии в новой системе составит
AW.1H..I = (30 - 15) • 3200 = 48000 кВт-ч/год.
Общая годовая экономия электроэнергии при
использовании новой системы вентиляции по
сравнению с традиционной составит: 37800 + 48000 = 85800
кВтч. При стоимости электроэнергии 0,8 руб/кВтч
сэкономленная за год электроэнергия составит:
85800 • 0,8 = 68640 руб/год.
Применение новой системы вентиляции
благодаря экономии тепла и электроэнергии
обеспечивает на один птичник следующее снижение оплаты за
израсходованные энергоресурсы: 163800 + 68640 =
= 232440 руб/год.
На рис. 4.12 представлена принципиальная схема
приточных и вытяжных агрегатов для обслуживания
животноводческих помещений. Приточный 7 и
вытяжной 1 агрегаты собраны на базе функциональных
блоков КЦКП и обеспечивают перечисленные ниже
режимы работы. В фильтрах 2 очищается приточный
наружный Luu и вытяжной Lv воздух. В холодный
период года работают вентиляторы приточного 7 и
вытяжного 1 агрегатов. Отеплённый удаляемый воздух
Lv с энтальпией /vl = ±5 кДж/кг очищается в фильтре 2
и охлаждается и осушается в теплообменнике 3, что
обеспечивает нагрев антифриза в трубках не ниже
^аф1 = 5°С. Нагретый антифриз но соединительным
трубопроводам 5 от работы насоса 6 поступает в
трубки теплообменника S, создавая нагрев приточного
наружного воздуха не ниже чем до tu2 = -5°С (см.
расчётный режим в холодный период года на рис.4.10). В
рассматриваемом режиме теплотехническая
эффективность теплоотдающего теплообменника 8 установки
утилизации такова:
85

A Ly, Гу2, iv2
Рис. 4.12. Принципиальная схема приточного и вытяжного
агрегатов на базе блоков КЦКП с установкой утилизации с
насосной циркуляцией промежуточного теплоносителя антифриза:
1 — вытяжной агрегат; 2 — фильтр; 3 — теплообменник; 4 —
поддон; 5— соединительные трубопроводы; 6— насос; 7— приточный
агрегат; 8 — теплообменник; 9 — калорифер; 10 —расширительный
сосуд; 11 — вентиль для спуска воздуха; 12 —вентиль, соединенный с
гибким шлангом; 13 — вентиль для опорожнения установки от
антифриза; 14 — автоматический клапан; 15 — датчик контроля
минимально допустимой температуры охлаждения антифриза
%,и=
t\\2 ~ tu\
-5+26
^афГ tn\ 5+26
= 0,68.
Для защиты от замерзания конденсата на
наружной поверхности теплообменника 3 служит
автоматический клапан 14, управляемый датчиком 15 контроля
минимально допустимой температуры охлаждённого в
теплообменнике 8 антифриза £а{|)2.м,ш = -6°С.
Выпадающий при осушке вытяжного воздуха в теплообменнике 3
конденсат собирается в поддоне 4 и удаляется в
канализацию. Для заполнения установки утилизации
антифриза используется вентиль 12, соединённый с
гибким шлангом, опускаемым в ёмкость с антифризом,
для опорожнения установки от антифри;*а — вентили 13.
Для спуска воздуха служит вентиль /У, а герметичный
расширительный сосуд 10 — для компенсации
изменения объёма антифриза при изменении температуры.
Калорифер 9 подключён к снабжению горячей водой и
предназначен для нагрева приточного воздуха при
отсутствии птиц в помещении птичника, что имеет место
в периоды проведения санитарной обработки
помещения и смены стаи птиц.
При повышении температуры наружного воздуха
до tjj = -5°С вентилятор вытяжного агрегата 1 и насос 6
останавливаются и открываются клапаны в вытяжных
шахтах, устанавливаемых в крыше птичника. При
изменении t~ от 5°С и выше раоотает только
приточный вентилятор агрегата 7. Потребность в смешении в
аппаратах ЭВУ приточного наружного и
рециркуляционного воздуха сохраняется до повышения f~ до
+8°С. При дальнейшем росте t~ сопловая
панель в агрегатах ЭВУ сдвигается к фасадному
сечению, что обусловливает прекращение эжекции
86
внутреннего воздуха, уменьшение аэродинамического
сопротивления сети и, следовательно, увеличение
производительности приточного агрегата.
При ^ >18°С открываются вентили на
трубопроводах подачи водопроводной воды к лоткам аппаратов
ЭВУ. Это обеспечивает увлажнение гигроскопичного
материала в фасадном сечении аппаратов ЭВУ. Кроме
того, проходящий через влажный материал приточный
воздух будет адиабатически увлажняться и снижать
температуру притока (см. рис. 4.11).
Наиболее рационально ириточно-вытяжные
агрегаты предусматривать на четыре зоны помещения
птичника длиной 96 м. При размещении венткамер в
торцах помещения птичника в каждой из них
располагаются по два ириточно-вытяжных агрегата,
собираемых по схеме рис. 4.12. Каждый приточный
агрегат обслуживает 8 аппаратов ЭВУ, находящихся на
иолу в каждом строительном модуле 6 м. Имеются
птичники, где венткамера располагайся посередине
здания в виде кирпичной пристройки. В этих случаях
в пристройке размещаются два или четыре иригочно-
вытяжных агрегата.
Рассмотренная выше принципиальная
особенность систем микроклимата на примере
птицеводческого помещения с содержанием в клетках
кур-несушек сохраняется одинаковой и для помещений
содержания коров, свиней и других животных. Отличие
заключается в необходимости конструктивного
изменения аппаратов ЭВУ с учётом особенностей
содержания животных в помещениях. Высота и ширина
аппаратов ЭВУ должна обеспечивать равномерное и
комфортное поступление приточного воздуха к зоне
обитания животных.
В ряде климатических районов России
наблюдаются суровые зимы и жаркое сухое лето (например,
район Волгоградской обл.). В таких климатических
условиях одного режима адиабатного увлажнения
приточного наружного воздуха в аппаратах ЭВУ
недостаточно для поддержания параметров воздуха в
/, кДж кг
*н1=33°
у fv = 30°
/ /у= 64 кДж кг
^=60°° 'аф2= 25,5°
/н1= 57.8 кДж кг
/п=51 кДж кг
'-..Г 20.5°
d, г кг
Рис. 4.13. Режим косвенного испарительного охлаждения
приточного наружного воздуха в круглогодовой установке
утилизации (сплошные линии) и адиабатное увлажнение в
аппаратах ЭВУ (пунктир):
Н-КИ — охлаждение приточного наружного воздуха

зоне обитания животных на уровне обеспечения
воздушной среды, способствующей их высокой
производительности (см. данные рис. 4.8 для условий
содержания кур-несушек).
Наиболее энергетически рациональным является
использование теплообменника установки
утилизации в приточном агрегате для обеспечения режима
косвенного испарительного охлаждения приточного
наружного воздуха. На рис. 4.13 представлен режим
работы систем микроклимата в жарком и сухом
климате в тёплый период года. В теплообменник 8 в
приточном агрегате 7 (см. рис. 4.12) насосом 6 подаётся
антифриз, охлаждённый в градирне до температуры,
на 2—2,5°С превышающей температуру но мокрому
термометру £им1 (см. рис.4.13, tUMl = 20,5°C). Тогда
температура охлаждённого антифриза
'аФ1х=^ + 2 = 20,5 + 2 = 22,5Т.
На схеме рис. 4.12 закрытая градирня не показана.
Эти схемы можно найти в работе |1|. Для
обеспечения избранного на рис. 4.13 режима
косвенного испарительного охлаждения приточного
наружного воздуха (процесс Н-КИ) требуется располагать
следующей теплотехнической эффективностью
теплообменника 8 в приточном аппарате 7 (см. рис. 4.12):
* Н * V
33-26,5
*аф1х 33-22,5
= 0,62.
В установках утилизации обычно
теплотехническая эффективность теилоотдаюшего теплообменника
(см. рис. 4.12, поз. 8) выбирается в пределах
©£iui = ^'65 -*■ 0,7°С. Поэтому запроектированная
теплотехническая эффективность теплообменника
установки утилизации вполне достаточна для реализации
в тёплый период года режима косвенного
испарительного охлаждения приточного наружного воздуха но
режиму, показанному на рис. 4.13.
4.6. ЭНЕРГОЭКОНОМИЧНЫЕ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА В ЦЕХАХ
ПОЛИГРАФИЧЕСКИХ ПРЕДПРИЯТИЙ
В цехах полиграфических производств но
требованиям технолоши необходимо нормируемое
поддержание температуры и влажности в зоне протекания
технологического процесса [28]. Наиболее существенным
параметром для качественного проведения
технологического процесса является относительная влажность
воздуха фн. При отклонении ее значений от нормируемой
величины деформируется бумага, не совмещаются
краски при многоцветной печати [28]. В работе |7|
представлены величины оптимальных параметров воздуха в
цехах полиграфических производств, создание и иод-
держание которых невозможно без применения СКВ.
В настоящее время в СКВ в качестве аппарата для
охлаждения и осушения воздуха наиболее
рационально применение трубчатых оребренных
теплообменников, по трубкам которых от работы насоса проходит
холодная вода с температурой ниже температуры точки
росы осушаемого воздуха.
В цехах полиграфических предприятий при
работе технологического оборудования выделяется много
тепла, которое необходимо отводить приточным
охлажденным воздухом.
Одним из примеров высоких требований к
режимам работы СКВ в полиграфической промышленности
являются цеха многоцветной офсетной печати.
Температура воздуха в рабочей зоне регламентируется
величинами £В=24±ГС, и относительная влажность
фв = i6 — 48% [7]. На рис. 4.14 представлен режим
работы традиционной СКВ в цехе офсетной печати в
теплый период года в климате Москвы при следующих
параметрах наружного воздуха: tn = 28,5°С, /„ = 54 кДж/кг,
dn = 10 г/кг [2]. Требуемое влагосодержание
внутреннего воздуха в цехе dH = 8,6 г/кг, что определяет
необходимость охлаждения и осушения приточного
воздуха до параметров (точка OX) tox = 12,5°C; d()X = 8,6 г/кг;
/ох= 34 кДж/кг. В приточном вентиляторе и
воздуховодах воздух в центральной СКВ нагревается на ГС и
температура приточного воздуха tu = 13,5°С. В
традиционной центральной СКВ при подаче холодного
воздуха под потолком рабочий перепад температур
/, кДж кг
/см = 48кДж кгЧ ф= 100°„
/.. = М к 1ж кг
d, = 10 г кг
d г кг
Рис. 4.14. Расчетный режим работы традиционной
центральной СКВ в цехе офсетной печати в теплый период года
в климате Москвы:
В-СМ-Н — смешение в центральном кондиционере саннормы
наружного Ln н и рециркуляционного LB воздуха; СМ-ОХ —
охлаждение и осушение смеси приточного воздуха в воздухоохладителе
центрального кондиционера; ОХ-П — нагрев приточного воздуха в
вентиляторе и воздуховодах; П-В — поглощение расчетных тепло-
избытков в цехе; П-ПК — нагрев приточного воздуха в зональ-
калорифере при снижении расчетных теплоизбытков
составляет: ДграГ) = tH - tn = 24 - 13,5 = 10,5Х. Этот
перепад используется для определения расчетной
производительности кондиционера Lw м3/ч [7].
Вытяжная система иод потолком забирает воздух
с параметрами tn= ty=24°C и /в= / = 46 кДж/кг, что
определяет режим смесительной вентиляции. Энтальпия
вытяжного воздуха /у = 46 кДж/кг меньше энтальпии
наружного воздуха /,, = 54 кДж/кг. Поэтому в
традиционных центральных СКВ применяют центральную
рециркуляцию Ln [7|. Требуемый расчетный расход
приточного воздуха L„ состоит из смеси:
Расход приточного наружного воздуха L„ „
принимается но условиям удаления из помещений газовых
87

вредностей и должен быть не менее значений,
соответствующих требованиям санитарных норм |2].
Обычно в традиционных центральных СКВ расход LIUI
составляет не менее 20% от Lu. На рис. 4.14 на прямой
В-Н по пропорции смеси найдены параметры смеси
(точка CM) tCM = 26°С, /С.Ч1 = 48 кДж/кг.
Расход холода в воздухоохладителе центрального
кондиционера
°»-"_ 3600 'кЬт
(4.10)
При традиционной подаче охлажденного
приточного воздуха через диффузоры под потолком [18]
вполне допустимо принимать рабочий перепад
Д£раб= Ю,5°С (см. рис. 4.14). Однако этот рабочий
перепад требуется только в режиме наличия в цехе
расчетных теплоизбытков Qr-из6. Известно, что даже в
расчетные сутки теплого периода года по часам значительно
изменяются наружные климатические условия
(переменные по времени суток температуры наружного
воздуха и интенсивности солнечной радиации на
поверхности строительных ограждающих конструкций цеха)
и тепловые режимы работы полиграфического
оборудования. Для поддержания требуемых по технологии
параметров воздуха в рабочей зоне (точка В на рис. 4.14)
необходимо регулировать охладительную способность
приточного воздуха. В традиционных центральных
СКВ температура охлаждения tox, а следовательно, и
влагосодержание приточного воздуха сохраняются
постоянными, так как влаговыделения в цехе мало
меняются. Регулирование параметров внутреннего воздуха
tB и фв производится изменением перепада температур
путем нагрева приточного воздуха в зональном
подогревателе, управляемом датчиком контроля
температуры tB= 24±ГС [7]. Относительная влажность
воздуха фв= 46±1% контролируется датчиком замера
температуры по мокрому термометру охлажденного
приточного воздуха tnM= 12°C, воздействующего на расход
или температуру поступающей в воздухоохладитель
холодной воды, получаемой от работы холодильных машин.
Натурные наблюдения показывают, что за сутки
расчетные теплоизбытки в производственном
помещении QT>IU6 изменяются до 60V Это потребует на 60 %
снижать нагревом в зональном подогревателе рабочий
перепад температур приточного воздуха (точка ПК на
рис. 4.14). Проведенное рассмотрение показывает, что
в традиционных центральных СКВ имеет место
значительный перерасход энергии, обусловленный
применением традиционных методов вытеснительной
вентиляции и регулированием температуры притока
подогревом в зональных подогревателях приточного воздуха,
который до это! о был охлажден и осушен в
воздухоохладителе центрального кондиционера.
Современные СКВ в цехах полиграфических
производств должны проектироваться с применением
энергосберегающих технологий при круглогодовом
режиме их работы. Использование
воздухораспределителей с подачей охлажденного приточного воздуха в
рабочую зону полиграфического цеха позволяет
осуществить вытеснительную вентиляцию и переместить
отепленный и загазованный воздух под потолок, что
увеличивает рабочий перепад температур по высоте цеха и
способствует возрастанию восприятия теплоизбытков.
Поступление чистого приточного воздуха в рабочую
зону улучшает санитарно-гигиенические показатели
создаваемою микроклимата Предлагается применяв
местно-центральные СКВ как наиболее энергетически
эффективные [1]. В центральном кондиционере
круглый год приготовляется только санитарная норма
приточного наружного воздуха Lnw который в цехе
воспримет следующее количество теплоизбытков:
От.
изб. п. и
зббГ ■ кВт- ^ " ;
В местных вентиляторных воздухоохладителях
дополнительно охлаждается внутренний воздух.
Производительность но воздуху местных охладительных
агрегатов определяется по формуле
(От.изб-Рт.изб.п.н)-ЗбОО м3 ч //19\
KB.oxcpVtB lb.ox'
Охладительную способность местных агрегатов
рационально выбирать равной величине суточных
изменений расчетных теплоизбытков (например, 0,6 • 0,тм:&).
Это позволит расходовать холод от работы
холодильных машин только с учетом реальных текущих
теплоизбытков в цехе и не прибегать к работе зональных
подогревателей для снижения рабочего перепада темпе-
/, кДж кг
V t = 30,4'
</=10г кг
Рис. 4.15. Расчетный режим работы местно-централь-
ной СКВ в цехе офсетной печати в теплый период года
в климате Москвы:
Н-ОХ — охлаждение в центральном кондиционере саннормы
приточного наружного воздуха /^н; ОХ-ПН — нагрев саннормы /^н
в вентиляторе и воздуховодах; ПН-У — восприятие по высоте цеха
теплоизбытков удаляемой вытяжной вентиляцией /^ * LnH;
В-Вв ох — охлаждение в местном агрегате внутреннего воздуха Ц ох;
Вв ох-П-ПН — смешение в местном агрегате охлажденных потоков Ц ох
и Ln н; П-В — поглощение теплоизбытков в рабочей зоне
ратур приточного воздуха. На рис. 4.15 показаны
режимы работы местно-центральной СКВ но
энергосберегающей технологии в цехе офсетной печати. В
центральном кондиционере, производительность которого
меньше в четыре-пять раз но сравнению с
традиционным режимом (см. рис. 4.14), охлаждается и осушается
только саннорма наружного приточного воздуха Ln„ до
параметров точки ОХ, одинаковых с параметрами на
рис. 4.14. По условиям теплового комфорта подача
охлажденного приточного воздуха непосредственно
88

над рабочей зоной через специальные
воздухораспределители ограничивается Д£раб = 8°С. В этом случае
температура смеси охлажденного в местном агрегате
внутреннего воздуха и охлажденного приточного
наружного воздуха может быть такой:
'„ = 'в-Д'ра6=24-8=16°Г-
Температуру удаляемого из верхней зоны цеха
вытяжного воздуха можно вычислить по формуле
ty = Ki(tB-tn) + tn,-C (4.13)
Для цехов полиграфических предприятий при
подаче приточного воздуха через
воздухораспределительные устройства, расположенные над рабочей зоной цеха
показатель К[= 1,8. Тогда но формуле (4.13) получим
/■у = 1.8 ( 24 - 16) + 16 = 30,4°С.
По формуле (4.11) вычисляем воспринятые сан-
нормой теилоизбытки охлажденного приточного
наружного воздуха (2тлиГ).1и1.
Для определения по (4.12) расхода воздуха через
местный воздухоохладитель необходимо задаться
температурой охлажденного внутреннего воздуха £вох;
выше было принято ограничение температуры приточного
воздуха от местного воздухоохладителя tn = 16°С. При
смешении в местных агрегатах охлажденных потоков
воздуха должно выполняться уравнение баланса смеси
(4.14)
■^н.см £ц ^\\.\\ ^и.н *-в.ох Mi.ox-
Решая методом попыток совместно уравнения
(4.12) и (4.14), находим величины LBOX и £вох. Путем
автоматического изменения температуры охлаждения
£вох внутреннего воздуха 1вох в местном агрегате будет
достигаться поддержание воздуха в рабочей зоне цеха
tB = 24°C при снижении теплоизбытков от расчетного
значения (см. рис. 4.15). Следовательно, не будут
перерасходоваться холод на охлаждение приточного воздуха
L„ CM и тепло в зональных калориферах, как это
свойственно традиционным центральным СКВ (см. рис. 4.14).
В холодный период года для снижения расхода
тепла на нагрев саннормы приточного наружною воздуха
предлагается применять установку утилизации теплоты
вытяжного выбросного воздуха при насосной
циркуляции антифриза. Фирма «Веза» производит набор
технологических блоков, на базе которых успешно создаются
центральные СКВ по энергосберегающей технологии [5|.
На рис. 4.16 представлена принципиальная схема
местно-центральной СКВ для цехов полиграфических
предприятий. Цех значительной плотцади
целесообразно разбить на зоны со сходными технологическими
требованиями по параметрам внутреннего воздуха, в
каждой зоне на стенах или на строительных колоннах
на высоте не более 3 м установить местные
вентиляторные агрегаты, включающие клапан для забора
внутреннего воздуха, фильтр, воздухоохладитель,
смесительную камеру, вентилятор и присоединительный
воздуховод к воздухораспределителю. На рис. 4.15
показан вариант присоединения вентилятора к
воздуховоду равномерной раздачи воздуха через
перфорированные отверстия (или матерчатый пористый
материал) на высоте не более 2 м от рабочей зоны
Принципиально возможно соединение приточного вентилятора
через приточный воздуховод с группой ламинарных
^аф
Рис. 4.16. Местно-центральная СКВ, работающая по
энергосберегающей технологии:
1 — обслуживаемое помещение с точным поддержанием tB \л(рв
в рабочей зоне; 2 — местный вентиляторный агрегат с
регулируемым воздухоохладителем по tB; 3 — воздухораспределитель подачи
fn в рабочую зону цеха; 4 — центральный кондиционер для
круглогодового приготовления санитарной нормы наружного воздуха /^н;
5 — вытяжной агрегат с теплоизвлекающим теплообменником
установки утилизации; 6 — теплоотдающий теплообменник установки
утилизации; 7— соединительный трубопровод насосной циркуляции
антифриза ваф в установке утилизации теплоты вытяжного воздуха
на нагрев приточного наружного воздуха; 8 — магистральный
воздуховод подачи в помещение L„ H; 9 — зональные приточные
воздуховоды /n H в каждую зону цеха; 10 — магистральный вытяжной
воздуховод забора отепленного воздуха под потолком цеха; 7 / — блок
автоматического регулирования СКВ и поддержания в рабочей зоне
требуемой температуры tB и относительной влажности воздуха срв
воздухораспределителей, располагаемых в зоне цеха у
стен и колонн. Применение ламинарных напольных
воздухораспределителей обеспечивает наиболее
благоприятные санитарно-гигиенические условия в зоне
обитания шдей. Загазованный и отепленный воздух
полностью вытеснялся под поголок и забирается
вытяжным вентилятором, производительность которого
но условиям сохранения воздушного баланса в цехе
Ly ~ Luu. Санитарная норма наружного воздуха Lu „
может готовиться в центральном кондиционере на одну
или несколько зон в цехе. В качестве приточных
центральных кондиционеров 4 рационально использовать
сборку из технологических блоков типа КЦКП [15|. В
качестве местных воздухоохлаждающих агрегатов 2
рационально применять компактные панельные агрегаты
ККП фирмы «Веза» [221 или технологические блоки
КЦКП на производительность до 10 тыс. м3/ч [5|.
На схеме рис. 4.16 показано, что в местном
агрегате 2 очищается и охлаждается внутренний
рециркуляционный воздух /в. Степень охлаждения внутреннего
воздуха в воздухоохладителе агрегата 2
контролируется датчиком контроля температуры воздуха tH в зоне
обслуживания цеха. Относительная влажность
воздуха фи в зоне цеха контролируется датчиком,
установленным в характерной точке обслуживаемых зон цеха
от одного центрального кондиционера 4.
К каждому местному вентиляторному агрегату 2
поступает от центрального кондиционера соответствующая
89

часть охлажденною и осушенного приточного
наружного воздуха /„_„. В смесительной камере местного
агрегата смешиваются потоки /в + /„„, образуя расход
приточного воздуха /„ в обслуживаемую зону цеха.
Температура приточного воздуха в каждую зону 1п будет
изменяться по команде датчика tlv контролирующего
температуру воздуха в этой зоне. Для экономии тепла
в приточном агрегате 4 после фильтра установлен теп-
лоотдающий теплообменник 6, который
трубопроводами 7 связан с теплоизвлекающим теплообменником в
вытяжном агрегате 5 В климате Москвы в расчетных
условиях холодного периода года приточный
наружный воздух /пп нагревается с tux= -26°C до tu2= -2°C.
Для окончательного догрева приточного наружного
воздуха в агрегате 4 используется калорифер,
питаемый горячей водой, а для адиабатного увлажнения
применяется блок-секция с орошаемым слоем,
обеспечивающим эффективность адиабатного увлажнения
£„=0,85|5].
Автоматическое управление работой СКВ
осуществляется от блока 11, в который вставляется карточка
соответствующего режима регулирования. Благодаря
применению местно-центральных СКВ (см. рис. 4.16) удается
до 40 % сократить круглогодовой расход электроэнергии
и до 60 % понизить расход тепла на нагрев приточного
наружного воздуха в холодный и переходный периоды года
4.7. СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
Развитие современных высокотехнологичных
производств потребовало создания в
производственных помещениях воздушной среды повышенной
чистоты, постоянства температуры и относительной
влажности воздуха, ограничений по скорости движения
воздуха. Помещения для производств с такими
требованиями к внутренней воздушной среде получили
специальное название «чистые помещения». По С1еиени
чистоты воздуха чистые помещения по европейскому
стандарту 209В(с) [27] делятся на шесть классов:
класс чистоты 6, допускающий содержание в 1м3
воздуха не более 100000 частиц размером менее 0,5 мк,
создание которых требует в помещениях высотой 3 м
обеспечения кратности воздухообмена 25 об/ч при
удельной производительности приточных систем от 60
до 75 м3/ч на м2 площади пола;
класс чистоты 5, допускающий содержание в 1м3
воздуха не более 10000 частиц размером менее 0,5 мк,
кратность воздухообмена 40 — 60 об/ч при удельной
производительности приточных систем от 100 до
180 м3/ч на м2 площади пола;
класс чистоты 4, допускающий содержание в 1 м3
воздуха не более 1000 частиц размером менее 0,5 мк,
кратность воздухообмена от 120 до 300 об/ч при
удельной производительности приточных систем от 360 до
900 м3/ч на м2 площади пола;
класс чистоты 3, допускающий содержание в 1 м3
воздуха не более 100 частиц размером менее 0,5 мк,
кратность воздухообмена от 360 до 500 об/ч при удельной
производительности систем от 1000 до 1600 м3/ч на м2
площади пола;
класс чистоты 2, допускающий содержание в
1 м3 воздуха не более 10 частиц размером менее 0,5 мк,
кратность воздухообмена от 500 до 600 об/ч при
удельной производительности от 1600 до 1800 м3/ч на
м2 площади пола;
класс чистоты 1, допускающий содержание в 1 м3
воздуха не более 1 частицы размером менее 0,5 мк,
кратность воздухообмена от 500 до 600 об/ч при удельной
производительности приточных систем от 1600 до 1800
м3/ч на м2 площади пола.
Для получения требуемого класса чистоты
приточный воздух должен проходить многоступенчатую
очистку. В зависимости от класса чистоты устраивается
последовательное прохождение приточного воздуха через
фильтры различной эффективности очистки.
Так, например, для класса чистоты 3 первая
ВОЗДУХА ДЛЯ «ЧИСТЫХ ПОМЕЩЕНИЙ»
ступень очистки приточного воздуха осуществляется в
фильтре EU — 4; вторая ступень — в EU — 7, концевой
фильтр класса абсолютной чистоты располагается в
потолке чистой комнаты, замена концевых фильтров
производится через 14 дней [27].
Чистые помещения создаются в объёме
производственной площади здания путём выгораживания
специальными модульными перегородками внутренних
помещений, в которых поддерживается требуемый класс
чистоты. Ограждающие перегородки собираются из
модульных конструкций, изготовленных из двойных
стальных листов толщиной 1мм с тепловой изоляцией
между листами. Стальные листы проходят окраску
путём напыления порошковой краски с последующим её
оплавлением. Это создаёт устойчивую поверхность
13
jkMMA/WWWWWW\^
Ч
<->\~J X
Рис. 4.17. Организация индивидуального рабочего места
для изготовления электронных деталей в чистом помещении:
1 — вертикальная модульная панель из двойных стальных
листов с тепловой изоляцией между ними; 2 — потолочная модульная
панель с перфорацией; 3—половая модульная панель с
перфорацией; 4 — кассеты концевого фильтра; 5 — фильтрующий материал
класса «абсолютный фильтр,собираемый из специальной
бумаги,изготовленной из супертонкого стекловолокна»; 6 — стойки для
удерживания и виброгашения половых панелей; 7 — рабочее место в
форме стола с перфорацией; 8 — вытяжка вредностей от рабочего
места; 9— вытяжка через перфорацию половых панелей; 10—
рабочий персонал в специальной одежде; 11 — прозрачный экран
направления приточного воздуха в зону производственного процесса; 12 —
прозрачный экран направления приточного воздуха к работающему;
13 — специальный герметичный светильник
90

окрашенного листа и предохраняет от выветривания
частиц с поверхности панелей. Конструкция вертикальных
стеновых панелей может быть с одинарным и двойным
герметичным остеклением. При сборке ограждающих
вертикальных перегородок с потолочными и
напольными панелями используются виброгасящие вставки.
На рис. 4.17 представлено индивидуальное
рабочее место в чистом помещении. Концевой фильтр
абсолютной очистки первичного воздуха в чистых
помещениях располагается над перфорацией потолочных
панелей. Фильтруютций материал изготовлен из
супертонкого волокна в форме листов, которые
укладываются в каркас фильтра в форме складок, что
обеспечивает развитие поверхности по отношению к фасадному
сечению фильтра. При удельной нагрузке по воздуху в
фасадном сечении кассеты фильтра 2000 м3/ч*м2
коэффициент очистки составляет 99,995% при размере
частиц до 0,3 мк. Очищенный приточный воздух выходит
через отверстия в перфорации потолочных панелей со
скоростью не более 0,5 м/с и перепадом температур
(tB- £„), отвечающим условиям поглощения расчётных
теплоизбытков при требуемой точности поддержания
температуры tB в рабочей зоне. Вытяжка воздуха
осуществляется через два устройства. Загрязнённый и
отеплённый воздух от места проведения
технологического производственного процесса через отверстия в
перфорации на рабочем месте отсасывается вытяжной
системой на выброс в атмосферу с температурой ty.
Внутренний воздух с температурой tH через отверстия в
перфорации пола поступает на рециркуляцию в приточный
агрегат. В целях повышения санитарно-гигиенических
показателей для проведения работ прозрачными
вертикальными перегородками приточный поток воздуха
направляется на рабочее место и к работающему.
На рис. 4.18 представлен режим работы
традиционной центральной СКВ на базе технологических
Рис. 4.18. Расчётный режим работы традиционной
центральной СКВ с зональными подогревателями в тёплый
период года в климате Москвы в чистом помещении:
Н-СМ-В — смешение в центральном кондиционере наружного и
рециркуляционного воздуха; СМ-ОХ — охлаждение и осушение смеси
в воздухоохладителе центрального кондиционера; ОХ-ОХ' — нагрев в
вентиляторе и приточных воздуховодах; ОХ-П — нагрев в зональном
подогревателе приточного воздуха, поступающего к каждому
рабочему месту в чистом помещении; П-В — процесс поглощения тепло- и
влаговыделений в каждой зоне рабочего места в чистом помещении
блоков КЦКП |5| с зональными
воздухоподогревателями на базе канальных воздухонагревателей КВН |9].
В центральном приточном агрегате приготовляется
круглый год смесь санитарной нормы наружного (не
менее 60 м3/ч на каждого работающего в чистом
помещении) и рециркуляционного воздуха, поступающего
через отверстия в иолу в пространство, которое
называется фальшполом. Для схемы на рис. 4.17 характерно
наличие рабочего места с местной вытяжкой
загазованного и отеплённого воздуха через отверстия в
рабочем столе.
Скорость воздуха в отверстиях всасывания
должна обеспечить забор образующихся частиц пыли.
Принимаем, что чистое помещение имеет площадь
30 м2 и в нём обеспечивается класс чистоты 3. Тогда,
но требованию стандарта 209В (с) [27], в чистое
помещение должно поступать приточного воздуха не менее
Ln = 30 10U0 = 3000U м3/ч.
В помещениях имеются три рабочих стола, через
отверстия в перфорации которых отсасывается
загрязнённый, загазованный и отеплённый воздух с помощью
вытяжной системы, имеющей производительность
Ly = 3- 1000=3000 м3/ч,
что составляет 10 % от общего приточного и больше сан-
нормы на трёх работающих:
^||.||.м1ш = Л • 60 = 3 • 60 = 180 м3/ч-
В приточный агрегат будет поступать 3000 м3/ч
приточного наружного воздуха и 27000 м3/ч
рециркуляционного. На входе приточного воздуха к каждому
рабочему месту в приточном воздуховоде монтируется
канальный воздухонагреватель КВН фирмы «Веза» |9|.
В зоне проведения технологического процесса
круглый год должны поддерживаться следующие
параметры воздуха: tB = 23 ± ГС; фв = 45 ± 5 %;
du = 8,0 г/кг ; /в = 43,5 кДж/кг. Чистое помещение
сооружается, например, в климате Москвы, где в теплый
период расчётные параметры Б таковы : tu = 28,5°С;
du = 10 г/кг; /„ = 54 кДж/кг.
На рис. 4.18 представлен режим работы
центральной СКВ в тёплый период года. Наружный (точка Н) и
вытяжной рециркуляционный воздух (точка В)
смешиваются. Параметры смеси /см = 44,65 кДж/кг; £см = 24°С;
dCM = 8,2 г/кг. При тяжёлой работе от трёх человек
выделяется влага 3 • 260 = 780 г/ч. Поглотительная
способность при точного воздуха
Охлаждение и осушение приточного воздуха
производится в блоке воздухоохладителя КЦКП [5|,
питаемом холодной водой (tox= 7°C). Принятые
параметры охлажденного воздуха £ох = 12°С; d^ = 7,98 г/кг;
/ох = 32 кДж/кг. Расход холода
Qx.ox = 30000-1,2(44,65-32)/3,6= 126500 Вт.
По условиям обеспечения требуемой точности
поддержания tB = 23°С температуру приточного
воздуха в каждую зону принимаем tu = 2 ГС.
Расход тепла в трёх зональных подогревателях
Ок.,..,,, = (300001,21(21-13))/3,6=80000 Вт.
91

/. кДж кг
Н2
Hi
*н=28,5°_
Фв= 45°о
Ф= 100°о
/н= 54 кДж кг
= 43,5 кДж кг
/„=40,3 кДж кг
^у= 5,5° /у= 20 кДж кг !„\ = 39,5 кДж кг
)t =3 5°
'Ia= 16 кДж кг
d=\0r кг
dB= 8 г кг
<>х=<)хГ7'78г КГ
ДнГ'26° /м1=-25.3 кДж кг
^н1= ^'^ г/кг
d, г кг
Рис. 4.19. Расчётные круглогодовые режимы работы предлагаемой
центральной СКВ для обслуживания чистых помещений по энергосберегающей техноло-
Расчётный режим работы СКВ в тёплый период года (правая часть построения): Н-ОХ —
охлаждение и осушение приточного наружного воздуха Цу н .равного количеству удаляемого
вытяжного воздуха Ly\ OX-OX ч — нагрев в приточном вентиляторе; ОХт-П-В — смешение приготовленного
наружного приточного и рециркуляционного воздуха в вентиляторном очистительном агрегате;
П-В — поглощение тепло- и влаговыделений на каждом рабочем участке чистого помещения.
Расчётный режим работы СКВ в холодный период (левая часть построения): Нт-Нг —
нагрев приточного наружного воздуха в центральном кондиционере в теплоотдающем
теплообменнике утилизируемым теплом вытяжного воздуха; Н2-Кл — нагрев в калорифере
центрального кондиционера приточного наружного воздуха; Кл-А— адиабатное увлажнение приточного
нагретого воздуха в орошаемом сотовом блоке центрального кондиционера; А-ГЦ-В — смешение
в смесительном блоке вентиляторного очистительного агрегата нагретого и увлажнённого
приточного наружного воздуха и рециркуляционного воздуха; ГЦ-В — поглощение тепло- и
влаговыделений на каждом рабочем участке чистого помещения; В-У — извлечение тепла из вытяжного
удаляемого воздуха в теплоизвлекающем теплообменнике вытяжного агрегата
В качестве второго варианта предлагается
центральная СКВ, рабохающая по энергосбере! ающей
технологии, в которой в центральном кондиционере КЦКП [5]
охлаждается и осушается только приточный наружный
воздух. Поглотительная способность по влаге должна
быть такой:
3-260
-= 0,22 г/кг.
А^ас " 300001,21
На рис. 4.19 представлен Kpynioi одовой режим
работы центральной СКВ по энергосберегающей
технологии функционирования. Параметры охлаждённого и
осушенного приточного наружного воздуха dox = 7,78 г/кг;
tQX= 11,5°C; /ох = 30 кДж/кг. Нагрев в приточном
вентиляторе и воздуховодах на ГС таков: dnx{ = 7,78 г/кг;
£ох1= 12,5°С; /ох1 =31 кДж/кг. В вентиляторном агрегате
производительностью 30000 м3/ч смешиваются
циркуляционный воздух (точка В) и приготовленный
приточный наружный (точка ОХ{). Параметры смеси
приточного воздуха (точка П) tn = 2ГС; /,, = 41,6 кДж/кг;
du = 7,9 г/кг. Полученная смесь проходит
двухступенчатую очистку в фильтрах EL — 4 и EU — 7 в вентиляторном
очистительном агрегате, собранном из блоков КЦКП [5].
Расход холода на охлаждение и осушение только
при 1 очного наружною воздуха сосгавляе]
Qx.ox.ii.ii = 3000-1,19-(54-30)/3,6 = 23800 Вт.
Расхода тепла в теплый период года на подогрев
смеси приточного воздуха в энергосберегающем
режиме (см. рис. 4.19) нет.
Оценим процент снижения расходов холода на ох-
тждение приточного воздуха в предлагаемой СКВ но
сравнению с традиционной центральной СКВ:
<2х.ох /Qx.ox.ii... = 126500/23800 = 5,3 раза.
Расхода тепла в зональных подогревателях в
расчётных режимах работы предлагаемой СКВ в режиме
на рис. 4.19 нет.
Для повышения температуры приточного
воздуха при снижении технологических тепловыделений
на рабочем месте к потолочной панели над каждым
рабочим местом от общего приточного воздуховода
предусмотрен отвод приточного воздуха с установкой
концевых канальных электронагревателей от
технологических блоков КЦКП [5] мощностью на 50 %
расчётной охладительной способности приточного
воздуха в рабочую зону.
92

*-м L-,,
+ *в=23° т^в=23° fB=23° +
I I I I I I I
s
el
и
MVv yv'
Рис. 4.20. Принципиальная
схема местно-центральной СКВ для
обслуживания чистых помещений по
энергосберегающей технологии:
1 — чистое помещение; 2 — рабочее
место со столом с отверстиями
перфорации; 3 — вытяжной агрегат на
производительность по вытяжному выбросному
воздуху Ly\ 4 — фильтр абсолютной очистки в
кассетах над перфорированным потолком;
5— концевые электронагреватели,
управляемые от датчика контроля tB; 6 —
центральный приточный агрегат из технологических
блоков КЦКП на производительность по
приточному наружному воздуху /^ н * Lyj
7 — центральный приточно-очистительный
агрегат из технологических блоков КЦКП на
производительность /^ = /^ н + Ц, 8—
воздуховод рециркуляции воздуха Ц из
фальшпола чистого помещения; 9 — приточный
воздуховод к чистому помещению
Расчётная охладительная способность приточного
воздуха в каждую рабочую зону чистого помещения
составляет
Ох,
^и Рн ср ^в ^п^
3,6
100001,21(23-21)
3,6
= 6670 Вт.
Или удельная охладительная нагрузка на рабочее место
<7х.ас = 6670/10=667 Вт/м2.
По данным работы [271, расчётная удельная
охладительная нагрузка на рабочем месте в чистом
помещении может колебаться от L000 до 40 Вт/м2.
Требуемая точность поддержания постоянства
температур tn на рабочем месте задана 23 ± VC.
Поэтому при сокращении технологических тепловыделений
допустимо снижение ttt до 22°С. Дальнейшее снижение
компенсируется автоматическим включением
зонального электронагревателя, установочная мощность
которого 3,6 кВт, что для технологического блока
электронагревателя КЦКП-6.3 соответствует установке
двух тэнов по 1,8 кВт каждый.
В левой части рис. 4.19 представлен расчётный
режим работы СКВ по энергосберегающей технологии в
холодный период года. Первоначально в центральном
кондиционере приточный наружный воздух
нагревается в теплоотдающем теплообменнике установки
утилизации с насосной циркуляцией антифриза. На
нагрев антифриза извлекается в вытяжном агрегате в
теплоизвлекающем теплообменнике теплота
выбросного воздуха (процесс В-У на рис. 4.19). Отеплённый
антифриз насосом подаётся в трубки геплоотдающего
теплообменника в приточном агрегате, и приточный
наружный воздух нагревается (процесс Ht - Н2 на рис. 4.19).
Далее приточный наружный воздух нагревается в
калорифере до энтальпии (точка Кл), отвечающей
требуемой энтальпии для получения параметров
приточного воздуха nt при смешении подогретого наружного и
рециркуляционного воздуха. Для получения
требуемого значения фв = 45 ± 5 % подогретый приточный
воздух адиабатно увлажняется (процесс Кл-А) в блоке
сотового увлажнения КЦКП [5|. По расчёту
необходима эффективность адиабатного увлажнения Еа = 0,8,
что потребует применения сотовых орошаемых блоков
глубиной до 200 мм [5].
При смешении подогретого и увлажнённого
воздуха с параметрами точки А и рециркуляционного
воздуха (точка В) получаем параметры приточного
воздуха (точка П{) с энтальпией /п1 = 39,5 кДж/кг. Это
приведёт к допустимому снижению фи до 43%. Благодаря
применению установки утилизации сокращение
расхода тепла на нагрев приточного наружного воздуха
составило
tn2 ~ tH\
-4+26
100 = 54V
*кл - *н1 15+26
На рис. 4.20 представлена принципиальная схема
предлагаемой СКВ для чистых помещений,
функционирующей по энергосберегающей технологии.
В чистом помещении 1 площадью 30 м2 устроены
три рабочих места 2 с местной вытяжкой от каждого
стола через перфорацию в нем. Вытяжной воздух Ly
забирается в вытяжной агрегат 3, собранный из
технологических блоков КЦКП-5 [5], где встроен блок
93

воздухоохладителя с поддоном и сепаратором,
который выполняет роль теплоизвлекающего
теплообменника установки утилизации.
Над перфорированным потолком чистой комнаты
располагаются три кассеты 4, заполненные
фильтрующим материалом концевой очистки, — абсолютный
фильтр. Над кассетами 4 в приточном ответвлении к
каждой рабочей зоне чистого помещения установлены
зональные электронагреватели 5 мощностью 3,6 кВт
каждый, управляемые от датчика контроля
температуры воздуха в рабочей зоне txv
Компенсация технологической вытяжки Lv
осуществляется подачей приточного наружного воздуха L„ „
агрегатом 6, собранным из следующих
технологических блоков КЦКП-5 [5]: передней панели с воздухо-
заборным клапаном, управляемым от электропривода,
сбалансированного с пускателем электродвигателя
вентилятора агрегата б, фильтра EU — 3; теилоотдаю-
щего теплообменника установки утилизации;
калорифера; воздухоохладителя с сепаратором и
поддоном; сотового адиабатного увлажнителя;
вентиляторного блока; переходной секции с клапаном.
Очистка и подача приточного воздухаLn = L„ „ + LB
осуществляется афегатом 7, собранным из следующих
технологических блоков КЦКП-40 [5]: камеры
смешения с воздухозаборным клапаном на заборе
рециркуляционного воздуха 1В; фильтра EU — 7; приточного вента-
грегата на!,, = 30000 м3 ч; шумоглушителя.
Рециркуляционным 8 и приточным 9 воздуховодами ириточно-
очистительный агрегат 7связан с чистым помещением 1.
Применение предлагаемой СКВ но
энергосберегающей технологии обеспечивает значительные
снижения капитальных затрат и расходов энергии по
сравнению с традиционными центральными СКВ.
94

Литература
1. Кокорин О. Я. Энергосберегающая технология функционирования систем отопления,
вентиляции и кондиционирования воздуха (системы ВОК). — М.: Проспект, 1999.
2. СНиП 2.04.05—91*. Отопление, вентиляция и кондиционирование. — М.: ГУПЦПП, 1997.
3. Кокорин О. Я., Радионов В. Г. Обеспечение снижения расходов энергии в системах
ВОК при применении отечественных конструкций эжекционных аппаратов. — АВОК, 1999, №6.
4. Богословский В.Н., Кокорин О. Я., Петров Л. В. Кондиционирование воздуха и
холодоснабжение. Учебник. — М.: Стройиздат, 1985.
5. Кондиционеры центральные каркасно-панельные (КЦКП) Каталог фирмы "Веза", — М.:
ИКФ «Каталог», 2000.
6. СНиП 11—33—75. Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха. — М.: Стройиздат, 1976.
7. Баркалов Б. В., Карпис Е.Е. Кондиционирование воздуха в промышленных,
общественных и жилых зданиях. — М.: Стройиздат, 1982.
8. Наумов А.А. Выбор энергоэффективных систем кондиционирования воздуха офисных
зданий/ Труды VII съезда АВОК. — М., 2000.
9. Рекомендации по подбору калориферов ВИВ 243. — М.: ИКФ «Каталог», 1998
10. МГСН 2.01—99. Энергосбережение в зданиях. Нормативы по теплозащите и тепловодо-
электроснабжению. — М.: ГУП «НИАЦ», 1999.
11. Михеев П.А. Основы теплопередачи. — М.: Госэнергоиздат, 1956.
12. Исаченко В. П. и др. Теплопередача. — М.: Энергия, 1975.
13. Кокорин О. Я. Установки кондиционирования воздуха. — М.: Машиностроение, 1978.
14. Кокорин О. Я. Испарительное охлаждение для целей кондиционирования воздуха. — М.:
Стройиздат, 1965.
15. Пирумов А. И. Обеспыливание воздуха. — М.: Стройиздат, 1981.
16. Хаякава И. и др. Чистые помещения. — М.: Мир, 1990.
17. Хлебников Ю.П. Фильтры систем кондиционирования воздуха и вентиляции. — М.:
Стройиздат, 1990.
18. Талиев В.Н. и др. Вентиляция, отопление и кондиционирование воздуха на текстильных
предприятиях. — М.: Легпромбытиздат, 1985.
19. Вентиляторные блоки каркасно-панельные ВБКП. Каталог фирмы «Веза». — М.:
ИКФ «Каталог», 2001.
20. Защита от шума. Справочник проектировщика. — М.: Стройиздат, 1974.
21. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Справочник проектировщика. — М.: Стройиздат, 1978.
22. Кондиционер компактный панельный ККП Каталог фирмы «Веза». — М.: ИКФ «Каталог» 2001.
23. Хэюрюнен П. Вентиляция бассейнов для плавания. — Фирма «Суомен Пухаллинтедос АО»,
Финляндия, 1981.
24. Модульные агрегаты воздушного охлаждения (МАВО). Фирма «Веза». — Техническая
информация, 2000.
25. Егиазаров А. Г. Отопление и вентиляция зданий и сооружений сельскохозяйственных
комплексов. — М.: Стройиздат, 1981.
26. Кокорин О. Я., Бобоев С. Энергосберегающие системы микроклимата. —
Птицеводство, 1996, №2.
27. Ultraclean. Сб. материалов. — Фирма WEISS TECHNIK, Германия, 1996.
28. Юрманов В.Н. Системы кондиционирования воздуха на полиграфических предприятиях —
М.: Книга, 1992.
29. Кокорин О. Я. и др. Высокоэффективная система микроклимата в помещении
плавательного бассейна спортивной школы №7. — Холодильная техника, 2001, №5.
95

Оглавление
Введение з
Глава 7. Задачи и режимы работы систем вентиляции и кондиционирования
воздуха в климате России 4
1.1. Методы обеспечения требуемого качества воздушной среды в помещениях 4
1.2. Режимы работы приточно-вытяжных систем
в помещениях с преобладанием теплоизбытков 5
1.3. Особенности выбора оборудования и режимов работы приточно-вытяжных
агрегатов в холодный период года 8
1.4. Местно-центральные системы с расположением в помещениях вентиляторных
доводчиков и нагревательных приборов периметральных систем отопления 10
1.5. Местно-центральная система с размещением в помещениях
доводчиков эжекционного типа 12
1.6. Сравнительные показатели местно-центральных систем 15
1.7. Особенности режимов работы местно-центральных систем
в холодный период года 17
1.8. Разработки фирмы «Веза» по универсальному оборудованию для создания приточных и
вытяжных агрегатов различных систем вентиляции и кондиционирования воздуха 22
1.9. Особенности оформления заказа на оборудование фирмы «Веза» для создания
приточных и вытяжных агрегатов систем кондиционирования и вентиляции 27
Глава 2. Описание конструкций функциональных блоков КЦКП и рекомендации
по выбору режимов их работы 29
2.1. Теплообменники для нагрева воздуха в системах
кондиционирования и вентиляции 29
2.2. Теплообменники для охлаждения воздуха в системах кондиционирования 34
2.3. Блоки теплоутилизации КЦКП 36
2.4 Блоки увлажнения КЦКП 39
2.4.1. Блок-камеры форсуночного орошения 40
2.4.2. Блок-камеры сотового увлажнения 42
2.4.3. Блок-камеры парового увлажнения 46
2.5. Блоки фильтров 49
2.5.1. Блоки ячейковых фильтров 49
2.5.2. Блоки карманных фильтров 51
2.6. Блоки воздухоприемные и смесительные 53
2.6.1. Передние панели с клапаном 53
2.6.2. Блоки смесительные с двумя клапанами 54
2.7. Блоки вентиляторные 55
2.8. Блоки шумоглушения 59
2.9. Камеры промежуточные 61
Глава 3. Кондиционеры компактные панельные 63
3.1. Описание конструкции компактных панельных кондиционеров 63
3.2. Воздухозаборный клапан 63
3.3. Воздушный фильтр 64
3.4. Теплообменники для нагрева воздуха 65
3.5. Электрические нагреватели воздуха 66
3.6. Теплообменники для охлаждения воздуха 67
3.7. Аэродинамическое сопротивление в функциональных
элементах агрегатов ККП 67
3.8. Шумоглушители 68
3.9. Вентиляторы для агрегатов ККП 68
3.10. Опросный лист для заказа состава и режимов работы агрегатов ККП 69
Глава 4. Предложения по выбору рациональных систем кондиционирования
воздуха и вентиляции для зданий различного назначения с использованием
оборудования фирмы «ВЕЗА» и
4.1. Основные положения по применению СКВ в различных типах зданий 71
4.2. Системы кондиционирования воздуха для помещений значительных размеров на примере
технологической системы текстильного цеха 72
4.3. Системы кондиционирования воздуха помещений плавательных бассейнов 76
4.4. Системы кондиционирования воздуха с круглогодовым холодоснабжением по
энергосберегающей технологии 79
4.5. Характерные системы микроклимата в животноводческих и птицеводческих
помещениях и пути их совершенствования 81
4.6. Энергоэкономичные системы кондиционирования воздуха в цехах
полиграфических предприятий 87
4.7. Системы кондиционирования воздуха для «чистых помещений» 90
Литература 95
96

Кокорин О. Я.
Отечественное
оборудование
для создания
систем вентиляции
и кондиционирования
воздуха
97

Кокорин О.Я.
ОТЕЧЕСТВЕННОЕ
ОБОРУДОВАНИЕ
ДЛЯ СОЗДАНИЯ
СИСТЕМ ВЕНТИЛЯЦИИ
И КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУ

НАШИ РЕКВИЗИТЫ: 000 «ВЕЗА»
Главный офис:
Контактный телефон (многоканальный)
Факс:
E-mail:
105203, Москва, ул. 16-я Парковая, д.5
(095)956-49-69
(095)926-99-02, 926-99-30
veza@veza.ru
www.veza.ru
СХЕМА
ПРОЕЗДА:
(м\ «Первомайская»
ул. Первомайская
о
*
о.
о
о
со
О
О.
Региональные торгово-технические представительства:
«ВЕЗА» г. Белгород,
Михайловское шоссе, д. 23
Телефон/факс: (0722) 21-57-88
E-mail: belgorod@veza.ru
«ВЕЗА» г Екатеринбург,
ул. Фурманова, д. 105а
Телефон/факс: (343) 376-27-35
376-27-45, 376-28-65
E-mail: veza@citykey.ru
«ВЕЗА» г. Краснодар,
ул. Селезнева, д. 2
Телефон: (861) 239-71-08,
270-40-41
Факс: (861) 239-71-06
E-mail: krasnodar@veza.ru
«ВЕЗА» г. Нижний Новгород,
ул Рождественская, д 39
Телефон/факс: (8312) 30-46-41
E-mail: vezann@rambler.ru
«ВЕЗА» г. Омск,
Нефтезаводская, д. 42а
Телефон: (3812) 64-01-60 (доб 22)
Телефон/факс: (3812) 22-47-11
E-mail: omsk@veza.ru
«ВЕЗА» г. Ростов-на-Дону,
ул. Вавилова, д. 58
Телефон/факс: (863) 273-20-80
277-97-39
E-mail: veza@rostov.ru
«ВЕЗА» г. Самара,
ул Партизанская, д. 17
Телефон/факс: (8462) 68-97-78
Факс: (8462) 70-57-64
E-mail: veza@samaramail ru
«ВЕЗА» г. Санкт-Петербург,
пер. Челиева, д. 13
Телефон/факс: (812) 320-06-80,
E-mail: spb@veza.ru
«ВЕЗА» г. Ставрополь,
ул. Нижняя, д. 4
Телефон/факс: (8652) 56-34-15
«ВЕЗА» Республика Беларусь,
г. Минск, ул. Кропоткина, д. 91
Телефон/факс: (+375-17) 234-88-19
E-mail: belarus@veza.ru
«ВЕЗА» Республика Казахстан,
г. Алматы, ул. Бухар-Жирау, д. 66
Телефон/факс: (+7-3272) 74-46-64
74-14-14
E-mail: veza-azia@nets.kz
«ВЕЗА» Украина,
г. Харьков, ул. Котлова, д. 183
Телефон: (+38-057) 712-91-54 (56,57)
Факс: (+38-057) 712-91-55 (61)
E-mail: veza@vlink.kharkov.ua
www.veza.com.ua