Текст
|А.А. ПЕНЛОВ
Т.А.СТЕПАНОВА
кондиционирование
ни si a iMsi
IMil шЛ 1 ли I ((I Ж \ш11
Допущено Министерством высшего и среднего специального
образования УССР в качестве учебного пособия для студентов
вузов, обучающихся по специальности «Теплогазоснабжение
и вентиляция»
КИЕВ
ГОЛОВНОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО ИЗДАТЕЛЬСКОГО ОБЪЕДИНЕНИЯ
«ВИЩА ШКОЛА»
1978
6С9.4
П25
УДК 628.84.(07)
Кондиционирование воздуха. П е к л о в А. А.,
Степанова Т. А. Киев, изд. объединение «Вища
школа». Головное изд-во, 1978. 328 с.
В учебном пособии рассмотрены основы проекти-
рования систем кондиционирования воздуха в жи-
лых, общественных и промышленных зданиях. Описа-
ны принципиальные схемы тепло- и холодоснабжения
кондиционеров. Даны практические примеры расчета
и конструирования систем, выбора оборудования.
Приведены укрупненные технико-экономические пока-
затели систем кондиционирования воздуха.
Пособие предназначено для студентов вузов,
обучающихся по специальности «Теплогазоснабжение
и вентиляция», а также может быть использовано
специалистами, работающими в области кондициони-
рования воздуха.
Ил. 106. Табл. 79. Список лит.: 35 назв.
Рецензенты: д-р техн, наук проф. А. Ф. Милетич,
доц. Б. Н. Сребницкий
Научный редактор канд. техн, наук Е. И. Чечик
Редакция литературы по строительству, архитек-
туре и коммунальному хозяйству
Зав. редакцией В. В. Гаркуша
30210—192
П ------------ 53—78
М2П(04)—78
© Издательское объединение
«Вища школа», 1978
ВВЕДЕНИЕ
Решения XXV съезда КПСС, направленные на новый мощ-
ный подъем социалистической экономики, повышение мате-
риального и культурного уровня, улучшение условий труда и бы-
та советских людей, ставят перед инженерами-проектировщика-
ми ряд новых требований, в частности шире внедрять в строи-
тельство промышленных и общественных зданий новейшие
достижения современной науки и техники в области кондицио-
нирования воздуха.
Краткий исторический обзор. Временем зарождения техники
кондиционирования воздуха условно считают начало XX века.
Термин «кондиционирование воздуха» был предложен в 1904 г.
С. Крамером, одним из первых специалистов в области кондици-
онирования воздуха.
В 1834 г. в здании английского парламента была смонтиро-
вана первая установка круглогодичного кондиционирования воз-
духа.
В 1893 г. в жилом доме в г. Франкфурт-на-Майне впервые
была применена установка комфортного кондиционирования
воздуха с аммиачной холодильной машиной.
В 1899 г. в медицинском колледже Корнеля в Нью-Йорке бы-
ла смонтирована установка с компрессионной аммиачной холо-
дильной машиной и рассольным поверхностным воздухоохлади-
телем.
В 1903 г. в Кельнском театре появилась установка с рассоль-
ным аккумулятором холода, что позволило сократить потребную
холодопроизводительность машины в 4—5 раз. Первичное охла-
ждение воздуха осуществлялось с помощью артезианской воды,
используемой затем для охлаждения конденсаторов. Современ-
ные проекты систем кондиционирования воздуха зрелищных со-
оружений используют подобные принципиальные решения.
В 1903 г. была изобретена форсуночная оросительная каме-
ра, которая почти без изменения более 70 лет служит основным
тепломассообменным аппаратом установок кондиционирования
воздуха.
Однако широкое распространение установок кондициониро-
вания воздуха затруднялось большими размерами тихоходных
аммиачных холодильных машин и необходимостью иметь для них
отдельное помещение из-за ядовитости аммиака.
3
В 1911 г. В. Кэрьер опубликовал психрометрическую диа-
грамму влажного воздуха, применение которой значительно упро-
стило расчеты процессов обработки воздуха в кондиционерах.
В 1918 г. Л. К. Рамзин предложил 1—d-диаграмму влажного
воздуха (энтальпия — влагосодержание), которая до настояще-
го времени широко используется в расчетах процессов кондицио-
нирования воздуха.
В 1923 г. фирмой «Кэрьер» был разработан турбокомпрес-
сорный холодильный агрегат на дихлорэтилене, который позво-
лил значительно сократить габариты холодильных установок.
Комбинация турбокомпрессорного холодильного агрегата с фор-
суночной оросительной камерой стала базой для создания мно-
гочисленных установок кондиционирования воздуха.
В 1931 г. в технике кондиционирования воздуха произошел
крупный переворот, вызванный появлением безвредного хладо-
агента фреона-12. Фреоновые холодильные машины позволили
решить проблему создания небольших агрегатированных авто-
номных кондиционеров для создания комфортных условий в от-
дельных помещениях.
В 30-х годах XX века вначале в США, а затем и в других
странах началось широкое применение комнатных, бытовых и
шкафных автономных кондиционеров. В настоящее время их го-
довой выпуск во всем мире составляет свыше 10 млн. шт.
Большое значение для развития кондиционирования воздуха
имело появление в 1946 г. бромисто-литиевых абсорбционных
холодильных машин, которые позволяют использовать в летнее
время тепло от теплоэлектроцентралей.
В нашей стране первоначально простейшие установки непол-
ного кондиционирования (вентиляционно-увлажнительные) ста-
ли применяться на текстильных и табачных фабриках. Несколь-
ко позже более совершенными установками оборудуются пред-
приятия точного машиностроения, пищевой, полиграфической,
радиоэлектрической, тяжелой промышленности (пульты управ-
ления печей, станков, кабин крановщиков) и др.
Перед Великой Отечественной войной московский завод хо-
лодильного оборудования «Компрессор» освоил производство
фреоновых и пароводяных эжекторных холодильных машин. Это
явилось основой широкого распространения установок кондици-
онирования воздуха в нашей стране. Начавшееся в конце 40-х
годов производство отечественных турбокомпрессорных холо-
дильных машин позволило создать крупные установки кондици-
онирования воздуха. Однако до 1955 г. у нас не было типизации
и заводского изготовления кондиционеров. Они разрабатывались
по индивидуальным проектам непосредственно в мастерских на
строительстве. Высокая стоимость из-за нестандартности обору-
дования не могла удовлетворить возрастающих потребностей
народного хозяйства в кондиционерах и требований индустриа-
лизации строительных работ.
4
В 1956—1957 гг. НИИсантехники разработал, а харьковский
машиностроительный завод «Кондиционер» начал серийный вы-
пуск центральных кондиционеров из типовых секций производи-
тельностью 10, 20, 40 и 60 тыс. м3/ч воздуха, а также нескольких
типоразмеров местных агрегатов производительностью от 0,5 до
3,5 тыс. м3/ч воздуха. Этим было положено начало отечественной
промышленности кондиционеростроения.
Использование проектными организациями типового обору-
дования для устройства систем кондиционирования воздуха спо-
собствовало снижению капитальных, эксплуатационных затрат
и сокращению сроков монтажа кондиционеров.
Широкое строительство предприятий искусственного волок-
на, химических заводов и новых типов административных и об-
щественных зданий потребовало расширения номенклатуры обо-
рудования для кондиционирования воздуха.
С 1965 г. проведение единой технической политики в области
разработки и производства кондиционеров возложено на Мини-
стерство строительного, дорожного и коммунального машино-
строения СССР и его институт ВНИИкондиционер, который
входит в промышленное объединение «Союзкондиционер», вклю-
чающее основные заводы по производству кондиционеров: 1) харь-
ковский ордена Октябрьской Революции завод «Кондиционер»
им. 50-летия СССР, выпускающий унифицированное типовое
оборудование, из которого компонуется параметрический ряд
центральных кондиционеров типа КТ производительностью по
воздуху от 31,5 до 250 тыс. м3/ч и типа КД производительностью
по воздуху 10 и 20 тыс. м3/ч; 2) домодедовский машинострои-
тельный завод «Кондиционер», специализирующийся на серий-
ном производстве местных агрегатных неавтономных и автоном-
ных шкафных и крановых кондиционеров производительностью
от 0,5 до 20 тыс. м3/ч воздуха.
ВНИИкондиционер разработал типовые центральные агрега-
тированные общепромышленного назначения кондиционеры ти-
па КТЦ, которые поставляются заводом-изготовителем комплек-
тно, согласно выбранной схеме.
В 1976 г. введен в действие крупнейший в Европе и Азии Ба-
кинский завод бытовых кондиционеров, рассчитанный на выпуск
400 тыс. автономных кондиционеров в год.
Потребность в кондиционерах для промышленных и общест-
венных зданий возрастает с каждым годом. Так, например, про-
изводство кондиционеров в нашей стране в 1958 г. составляло
270 шт., в 1960 г. уже было 4,5 тыс. шт., а в 1971 г. достигло
16 тыс. шт. За годы девятой пятилетки объем производства кон-
диционеров систематически возрастал примерно на 10% ежегод-
ГТП т П/Л 1 п п 1 гттт Л Q тт ТЛ -ГТТГШ
пи и D 1CF/O I'JAJ' 1 »LV. LUI.
В настоящее время в Советском Союзе установками кондици-
онирования воздуха оснащаются театры, кинотеатры, кафе, ре-
стораны, универсамы, закрытые стадионы, спортивные, концерт-
5
ные, читальные залы, заводы электронной, химической, оптичес-
кой промышленности, точного приборе- и машиностроения и т. д.
Системы кондиционирования воздуха большой производитель-
ности действуют на многих крупных предприятиях, на комбина-
тах химического волокна в Киеве, Чернигове, Клину, Барнау-
ле и др. Крупные архитектурно-строительные сооружения,
такие как Дворец спорта на стадионе им. В. И. Ленина в
Москве, Кремлевский Дворец Съездов, Большой театр СССР,
здание Верховного Совета УССР, Дворец спорта и театр оперы
и балета в Киеве и целый ряд других общественных зданий обо-
рудованы системами кондиционирования воздуха.
Значительный вклад в развитие теории кондиционирования
воздуха внесли советские ученые Б. В. Баркалов, А. А. Гоголин,
Е. Е. Карпнс, О. Я. Кокорин, Р. М. Ладыженский, А. В. Несте-
ренко, Е. В. Стефанов и др.
Предмет и значение курса. Под системами кондиционирова-
ния воздуха (СКВ) понимают устройства, предназначенные для
создания и автоматического поддержания в помещениях требу-
емых параметров (кондиций) воздушной среды (температуры,
влажности, давления, чистоты состава и скорости движения) не-
зависимо от внешних (время года, погода) и внутренних (теп-
ло-, влаго- и газовыделений) факторов.
Основой систем кондиционирования воздуха являются агре-
гаты, в которых осуществляются очистка и термовлажностная
обработка воздуха, подаваемого в обслуживаемые помещения,
согласно технологическим или санитарно-гигиеническим усло-
виям.
Связь курса со смежными дисциплинами. Курс «Кондициони-
рование воздуха» базируется на общих законах теплотехники,
термодинамики, аэродинамики, гидравлики, теории автомати-
ческого регулирования, а также на взаимосвязи с рядом инже-
нерных дисциплин и, в первую очередь, с курсами «Строитель-
ная теплофизика», «Отопление», «Вентиляция», «Теплоснабже-
ние», «Насосы и вентиляторы», «Холодильные установки» и
«Автоматика».
В связи с тем, что во всех нормативных и справочных мате-
риалах по вопросам кондиционирования воздуха используется
техническая система единиц физических величин (МКГСС), в
учебном пособии эта система принята в качестве основной. Ко-
эффициенты перевода единиц для некоторых физических вели-
чин из системы МКГСС в единицы СИ приведены в приложе-
нии 1.
Глава I
СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 1. Задачи кондиционирования
Производства многих отраслей промышленности: электрон-
ной, приборостроительной, химической, текстильной, радиотех-
нической, оптической, пищевой, машиностроительной и других
предъявляют определенные требования к состоянию воздушной
среды в помещениях для ведения технологических процессов.
Основными нормируемыми параметрами в помещениях явля-
ются: температура, относительная влажность и скорость движе-
ния воздуха. К состоянию воздушной среды могут предъявляться
дополнительные требования по очистке воздуха от пыли, а в
специальных помещениях (больницах, операционных и т. п.)—по
очистке его от бактериальных загрязнений.
В отдельных отраслях промышленности (пищевой, медицин-
ской и др.) предъявляются определенные требования к состоя-
нию воздуха внутри аппаратов, обусловленные особенностями
технологических процессов.
В горячих цехах различных отраслей промышленности, уголь-
ных шахтах, на теплоэлектростанциях и т. п. для улучшения ус-
ловий труда и повышения его производительности также необхо-
димо обеспечить нормируемые параметры воздушной среды.
Для обеспечения указанных требований предназначены си-
стемы кондиционирования воздуха (СКВ), задачами которых в
производственных помещениях являются создание и автомати-
ческое поддержание заданных параметров воздушной среды при
изменяющихся метеорологических условиях и различных тепло-
п влагопоступлениях.
Задачи кондиционирования воздуха в зрелищных и спортив-
ных зданиях, универсальных магазинах, библиотеках, музеях,
железнодорожных и авиационных вокзалах, гостиницах и дру-
гих культурно-бытовых и административных зданиях заключа-
ются в обеспечении санитарно-гигиенических требований к пара-
метрам воздушной среды, оказывающим благоприятное влияние
на самочувствие людей и условия эксплуатации самих зданий.
В соответствии с изложенными задачами Строительные нор-
мы и правила (СНиП П-33-75) предусматривают кондициониро-
вание воздуха применять для следующих целей:
достижения установленных нормами метеорологических усло-
вий и чистоты воздуха в помещениях, если они не могут быть
Г
обеспечены вентиляцией с естественным или механическим по-
буждением, в том числе и вентиляцией с испарительным (изо-
энтальпическим) охлаждением воздуха;
создания и поддержания метеорологических условий и чисто-
ты воздуха в помещениях или части их по технологическим тре-
бованиям;
создания и поддержания в производственных помещениях оп-
тимальных метеорологических условий или промежуточных меж-
ду оптимальными и допустимыми метеорологическими условия-
ми, если это экономически оправдано;
создания и поддержания оптимальных метеорологических
условий и чистоты воздуха, установленных для помещений жи-
лых и общественных зданий и вспомогательных зданий пред-
приятий.
§ 2. Принципиальные схемы систем
кондиционирования воздуха
Для обеспечения заданных условий воздушной среды в кон-
диционируемые помещения необходимо подавать приточный воз-
дух с определенными параметрами, подвергая его специальной
обработке в агрегатах, называемых кондиционерами.
В кондиционерах осуществляется фильтрация и тепловлаж-
ностная обработка воздуха: в теплый период года наружный
воздух охлаждается и в большинстве случаев осушается, в хо-
лодный период — подогревается и увлажняется. В кондиционе-
рах воздух охлаждается в поверхностных или контактных воз-
духоохл а дителях.
Поверхностные воздухоохладители изготовляются из оребрен-
ных трубок, внутри которых протекает холодоноситель (холод-
ная вода или рассол). Снаружи эти трубки омываются охлажда-
емым воздухом. При низких температурах холодоносителя, ког-
да внешняя поверхность трубок имеет температуру ниже
температуры точки росы, одновременно с охлаждением происхо-
дит осушка воздуха. В тех случаях, когда необходимо увлажне-
ние воздуха, а также для интенсификации процесса теплообмена
применяется орошение воздухоохладителей водой.
Контактные воздухоохладители (камеры орошения), в кото-
рых воздух обрабатывается охлажденной водой, разбрызгивае-
мой специальными форсунками, в сравнении с поверхностными
имеют более широкое применение. Благодаря большой поверх-
ности контакта между распыленной водой и воздухом процессы
тепломассообмена в камерах орошения протекают достаточно
интенсивно. Камера орошения является универсальным устрой-
ством, позволяющим осуществлять охлаждение, осушку или
увлажнение, а при необходимости и нагревание воздуха.
В кондиционерах малой производительности в отдельных
случаях применяют контактные воздухоохладители с орошае-
8
Рис. 1. Принципиальная схема системы кондиционирования воздуха:
/ — воздухозаборное устройство; 2— приемный клапан; 3 — фильтр для воздуха; 4 —
устройство тепловлажностной обработки воздуха; 5 — вентилятор кондиционера; 6 — при-
точный воздуховод; 7 — кондиционируемое помещение; В — вытяжной воздуховод; 9 —
вытяжной вентилятор; 10 — рециркуляционный воздуховод.
мой насадкой. В этих воздухоохладителях воздух проходит че-
рез слой материала, орошаемого охлажденной водой. В качестве
материалов для насадок применяются древесные и металличес-
кие стружки, фарфоровые кольца, нейлоновое волокно и пр.
В этих воздухоохладителях можно осуществлять охлаждение,
осушку или увлажнение воздуха.
Для нагревания воздуха в кондиционерах применяют поверх-
ностные воздухонагреватели (калориферы или теплообменни-
ки), изготавливаемые из оребренных трубок, как и в поверхност-
ных воздухоохладителях. Внутрь трубок подается теплоноситель
(пар или горячая вода), снаружи трубки омываются нагревае-
мым воздухом.
Для нагревания воздуха иногда применяют контактные теп-
лообменники, устройство которых аналогично описанным выше
контактным воздухоохладителям.
Для очистки воздуха от пыли в состав кондиционеров вклю-
чают фильтры различных типов.
Принципиальная схема кондиционирования воздуха приве-
дена на рис. 1. В теплый период года наружный воздух через
воздухозаборное устройство /, приемный клапан 2 всасывается
вентилятором 5 кондиционера, проходит фильтр 3, где очищается
от атмосферной пыли, и поступает в устройство для термо-
9
влажностной обработки воздуха 4. После обработки охлажден-
ный и осушенный воздух по приточному воздуховоду 6 нагнета-
ется в кондиционируемое помещение 7 и после поглощения избы-
точных тепло- и влаговыделений вытяжным вентилятором 9
удаляется наружу либо частично по рециркуляционному возду-
ховоду 10 возвращается в кондиционер для повторного исполь-
зования.
В холодный период года наружный воздух также проходит че-
рез фильтр, затем подогревается и увлажняется и после прида-
ния ему требуемых параметров (температуры и относительно!!
влажности) нагнетается в кондиционируемое помещение. В за-
висимости от тепловлажностного баланса обслуживаемых поме-
щений приточный воздух охлаждается либо подогревается,
увлажняется либо осушается (при наличии гигроскопических
материалов в помещении) и затем удаляется наружу или час-
тично возвращается на рециркуляцию.
СКВ снабжаются приборами для автоматического регулиро-
вания параметров воздуха, подаваемого в кондиционируемые
помещения, в соответствии с переменным во времени тепловлаж-
ностным балансом помещений (качественное регулирование).
Применяются также схемы регулирования, изменяющие коли-
чество подаваемого воздуха (количественное регулирование) и
смешанные схемы, изменяющие и количество подаваемого воз-
духа и его параметры (количественно-качественное регулиро-
вание) .
Подробнее способы регулирования СКВ изложены в § 40.
§ 3. Классификация систем
кондиционирования воздуха
В состав СКВ входят устройства, осуществляющие требуе-
мую обработку воздуха (фильтрацию, охлаждение, подогрев,
осушку, увлажнение), транспортирование его, раздачу в обслу-
живаемые помещения, источники тепло- и холодоснабжения,
средства автоматического регулирования, контроля и управле-
ния, а также вспомогательное оборудование.
Основное оборудование для обработки и перемещения возду-
ха, как правило, компонуется в одном агрегате - - кондиционе-
ре. В различных СКВ, кроме того, применяется вспомогательное
оборудование: местные подогреватели, эжекционные и вентиля-
торные кондиционеры-доводчики, глушители аэродинамическо-
го шума.
Несмотря на то что в настоящее время распространены СКВ
различных видов, общепризнанной классификации их пока нет.
Ниже приводится примерная классификация СКВ, наиболее ши-
роко используемых в отечественной практике.
По целевому назначению СКВ делятся на два основных ви-
да: комфортные и технологические.
10
Комфортные системы устраиваются в жилых, общественных
и административных зданиях для создания благоприятных усло-
вий труда и отдыха.
Технологические системы применяются в производственных
зданиях для обеспечения оптимальных параметров воздушной
среды, обусловленных требованиями технологических процес-
сов. При этом заданные параметры не должны превышать
допустимые санитарно-гигиенические нормы для пребывания
людей.
Кондиционеры бывают автономные и неавтономные.
Автономные кондиционеры имеют источники тепла и холода,
с помощью которых приготовляется воздух требуемых парамет-
ров. Эти кондиционеры оборудуются, как правило, электрокало-
риферами для подогрева воздуха и холодильными машинами
для его охлаждения. Для автономных кондиционеров требуется
подвод извне электроэнергии для двигателей и калорифера,
а также воды для охлаждения конденсаторов холодильных ма-
шин. В настоящее время намечено производство автономных
кондиционеров, оборудованных холодильными машинами с кон-
денсаторами воздушного охлаждения, которые не будут нуж-
даться в подводе воды.
Неавтономные кондиционеры снабжаются извне электроэнер-
гией для питания двигателей вентилятора и насосов, теплоноси-
телем для подогрева обрабатываемого воздуха и холодоносите-
лем для его охлаждения. В качестве теплоносителя применяют
пар или горячую воду, в качестве холодоносителя — холодную
воду или рассол.
В зависимости от размещения кондиционеров по отношению
к обслуживаемым помещениям различают центральные и мест-
ные СКВ.
Центральные СКВ оборудуются, как правило, неавтономны-
ми кондиционерами, размещенными вне обслуживаемых поме-
щений.
По давлению, развиваемому вентиляторами, кондиционеры
делятся на три категории: низкого давления (до 100 кгс/м2),
среднего давления (до 300 кгс/м2) и высокого давления (свыше
300 кгс/м2).
Центральные СКВ наиболее распространены в одноканаль-
ном исполнении, однако в отдельных случаях применяется и двух-
канальный вариант, т. е. к кондиционируемым помещениям подво-
дится по двум параллельным каналам горячий и холодный
воздух, а регулирование температуры осуществляется комнат-
ным терморегулятором, управляющим смесительным клапа-
ном, изменяющим температуру подаваемого в помещения воз-
духа.
В последнее время все больше применяются водовоздушные
СКВ, подающие в кондиционируемые помещения воздух, приго-
товленный в центральном кондиционере, и воду к местным теп-
И
Рис. 2. Общий вид центрального кондиционера нз типовых секций:
/ «— приемный клапан; 2 — секция обслуживания; 3 — подставка: 4 — секция калориферов
первого подогрева; 5 — проходной клапан; 6 — смесительная секция; 7—камера ороше-
ния; 8 — секция масляных фильтров; S — секция калориферов второго подогрева; 10 — пе-
реходная секция к вентилятору; И — вентиляторная установка; 12 — электродвигатель;
13—виброамортнзаторы; 14 — гибкая вставка; 15—воздуховод приточного воздуха; 16 —
воздуховод второй рециркуляции воздуха; 17 — воздуховод первой рециркуляции
лообменникам, которая несет тепло или холод при двухтрубной
схеме теплохолодоснабжения или одновременно и тепло и холод
при четырехтрубной схеме теплохолодоснабжения.
Центральные СКВ устраиваются для обслуживания больших
помещений: театров, залов собраний, больших цехов производ-
ственных предприятий или нескольких однородных цехов и по-
мещений. Кондиционеры, как правило, размещаются вне обслу-
живаемых помещений. В большинстве случаев центральные СКВ
оборудуются неавтономными кондиционерами, которые снабжа-
ются теплом и холодом от внешних источников.
Общий вид центрального кондиционера приведен на рис. 2.
Ои состоит из унифицированных типовых секций, предназначен-
ных для выполнения следующих основных операций по обработ-
ке воздуха:
. охлаждения и осушки в камерах орошения или поверхност-
ных воздухоохладителях;
нагревания в воздухонагревателях;
увлажнения в камерах орошения;
очистки от атмосферной пыли воздушными фильтрами;
смешивания наружного и рециркуляционного воздуха;
регулирования воздуха воздушными клапанами;
перемещения воздуха вентиляторными агрегатами.
12
Производительность таких кондиционеров составляет от 10
до 250 тыс. м3/ч.
Местные СКВ оборудуются как автономными, так и неавто-
номными кондиционерами, устанавливаемыми в обслуживаемых
помещениях. Они обеспечивают заданные условия воздушной
среды не во всем объеме помещения (например, в горячих цехах,
машинных залах электростанций), а только в его части. Мест-
ные СКВ также могут обслуживать небольшие помещения, ра-
бочие кабинеты, лаборатории, торговые залы, жилые комнаты
и пр.
Для кондиционирования воздуха в жилых и других неболь-
ших помещениях применяются комнатные кондиционеры окон-
ного типа производительностью от 300 до 500 м3/ч.
Кондиционеры могут работать либо на наружном воздухе
(прямоточные СКВ), либо на смеси наружного и рециркуляци-
онного воздуха (СКВ с частичной рециркуляцией). Применение
частичной рециркуляции воздуха сокращает расходы тепла в
зимний период и холода в летний и, следовательно, снижает
эксплуатационные затраты. Однако возможность применения
частичной рециркуляции воздуха должна решаться в зависимос-
ти от выделяющихся в кондиционируемых помещениях вреднос-
тей, согласно указаниям, приведенным в нормативных источ-
никах.
Подробнее схемы наиболее распространенных СКВ рассмот-
рены в главе VI.
Глава II
ТИПЫ И СЕРИИ КОНДИЦИОНЕРОВ
§ 4. Центральные кондиционеры
Харьковский завод «Кондиционер» серийно выпускает обору-
дование для центральных кондиционеров производительностью
31,5; 40; 63; 80; 125; 160; 200 и 250 тыс. м3/ч, которым присвоен
индекс КТ.
Секции кондиционеров производительностью 31,5 и 40 тыс.
м3/ч принято считать базовыми, так как из них можно собирать
типовые кондиционеры требуемой производительности по возду-
ху, Эти кондиционеры имеют максимально унифицированные уз-
лы и детали, что значительно упрощает и удешевляет их изго-
товление, транспортировку, сборку и ремонт.
На рис. 3 приведены размерные ряды секций по живому се-
чению кондиционеров КТ. Например, кондиционер КТ-60 компо-
нуют из двух базисных секций /, кондиционер КТ-160 — из че-
тырех базисных секций 2.
13
f25 тыс. м3/ч
Рис. 3. Построение размерного ряда секций по живому сечению кондиционеров
типа КТ
Завод «Кондиционер» выпускает также модернизированные
кондиционеры производительностью 10 и 20 тыс. м3/ч, имеющие
индекс КД.
Типовые секции центральных кондиционеров делятся на ра-
бочие и вспомогательные. В рабочих секциях воздух нагревается,
увлажняется, охлаждается, осушивается, очищается, смешива-
ется и распределяется. Вспомогательные секции служат для
удобства монтажа и эксплуатации кондиционеров.
Все секции и элементы центральных кондиционеров имеют
нормализованные присоединительные и габаритные размеры,
позволяющие компоновать их в соответствии с выбранной схе-
мой обработки воздуха в кондиционере. Секции соединяются меж-
ду собой болтами на фланцах, между которыми устанавливают-
ся прокладки. Кондиционер монтируется из секций правого и ле-
вого исполнения. Правым считается кондиционер, в котором
воздух движется вправо, если смотреть на него со стороны об-
служивания, а если движется наоборот — левым.
В кондиционерах КТ для обозначения оборудования принята
цифровая система из семи знаков: первые две цифры обознача-
ют номинальную производительность по воздуху в десятках ты-
сяч кубических метров в час, например 03 — производительность
31,5 тыс. м3/ч для кондиционера RT-30, 04 — производительность
40 тыс. м3/ч для кондиционера КТ-40, 12 — производительность
125 тыс. м3/ч для кондиционера КТ-120 и т. д.; третья цифра обо-
значает наименование оборудования кондиционера и его основ-
ное назначение: 0 — воздухоохладители (камеры орошения или
поверхностные воздухоохладители), 1 — воздухонагреватели,
2 — фильтры воздушные, 3 — клапаны воздушные, 4 — венти-
14
ляторные агрегаты, 7 — оборудование корпуса кондиционера,
8 — устройство для регулирования производительности вентиля-
торных агрегатов. Три следующие цифры уточняют техническую
характеристику каждой секции. Последняя, седьмая, цифра обо-
значает модификацию секции, например 03. 44.20.0 — агрегат
вентиляторный производительностью 30 тыс. м3/ч правого ис-
полнения; 03.44.21.0 — такой же агрегат левого исполнения.
Аналогичные обозначения имеют секции кондиционеров КД-
Секции могут поставляться с приваренными к ним шипами
для крепления тепловой изоляции при монтаже. Для работы в
условиях тропического климата секции изготовляются из нержа-
веющих сталей.
Секции внутри и снаружи окрашиваются влагостойкими
красками. Входные и выходные сепараторы оросительных камер
и нагревательные элементы секций подогрева воздуха оцинко-
вываются.
Воздух в центральных кондиционерах нагревается при помо-
щи секций подогрева.
Охлаждается, увлажняется и осушивается воздух в этих кон-
диционерах непосредственным контактом его с холодной водой
в оросительной камере форсуночного типа. Кроме того, воздух
может охлаждаться в поверхностных воздухоохладителях
(см. §28).
Для смешивания наружного, рециркуляционного и обрабо-
танного воздуха предусмотрены воздушные камеры и унифици-
рованные воздушные клапаны.
В кондиционерах КТ для выравнивания поля скоростей воз-
душного потока предусматриваются специальные камеры.
Наружный и рециркуляционный воздух очищается от пыли
в масляных самоочищающихся фильтрах или в воздушных филь-
трах с объемным нетканым материалом.
Унифицированное типовое оборудование дает возможность
собирать кондиционеры непосредственно на месте монтажа по
схеме, разработанной проектной организацией.
Примерная компоновка центрального кондиционера КТ из ти-
повых секций приведена на рис. 4. Кондиционер представляет
собой секции, соединенные между собой и образующие общую
проточную часть кондиционера. В приемной камере наружного
воздуха установлен контрфланец 1, гибкая вставка 2, приемный
клапан 3 с ручным приводом, присоединительный лист 4. Rajize
следует камера обслуживания 6, обеспечивающая доступ в ра-
бочие секции для их осмотра и ремонта, и воздухонагреватель 7
первого подогрева. Для смешения наружного воздуха с возду-
хом первой рециркуляции служит воздушная камера 8, снабжен-
ная проходным воздушным клапаном 19 с пневматическим при-
водом. Далее установлена секция оросительной камеры 9, после
которой следует вторая воздушная камера 8. Для очистки воз-
духа от пыли предусмотрена секция масляных фильтров 10.
«5
Рис, 4. Примерная компоновка центрального кондиционера типа КТ из типовых
секций:
1 — контрфлаиец; 2 — гибкая вставка: 3 — приемный клапан: 4 — присоединительный
лист; 5 — подставка; 6 — камера обслуживания; 7 — секция воздухонагревателя первого
подогрева; 8 — воздушная камера; 9— оросительная камера; Ю— масляный фильтр; Ц—
воздухонагреватель второго подогрева; 12 — присоединительная секция; 13 — направляю-
щий аппарат; // — вентилятор коидицидиера; 15 — электродвигатель; 16 — внброамортн за-
торы; 17 — воздуховод приточного воздуха; /8 —проходной клапан; 19 — воздуховод пер-
вой рециркуляции воздуха; 20 — обводной клапаи
Воздухонагреватель 11 второго подогрева установлен между дву-
мя камерами обслуживания 6. Для присоединения вентилятора
14 кондиционера служит присоединительная секция 12. Далее
следует направляющий аппарат 13 для регулирования подачи
воздуха.
Секции оросительных камер предназначены для тепломассо-
обмена воздуха с водой. Их достоинства: теплотехническая уни-
версальность, так как в них можно производить различную об-
работку воздуха при непосредственном контакте его с водой;
способность обеспечивать частичную очистку воздуха от пыли;
малое аэродинамическое сопротивление; сравнительно неболь-
шие габариты; малый расход цветных металлов и невысокая
трудоемкость. К недостаткам относятся: необходимость установ-
ки насосов и сравнительно большой расход электроэнергии на
распыление и перекачку воды.
На рис. 5 представлена двухрядная оросительная камера
кондиционеров типа КТ.
Оросительная камера состоит из стального корпуса, в кото-
ром имеется пакет воздухораспределителя / на входе и пакет
каплеуловителя 10 на выходе из камеры, два трубчатых коллек-
торных ряда 15 со стояками 17, на которых в шахматном поряд-
ке расположены тангенциальные (угловые) форсунки 16 для
распыления воды. Форсунки изготовляются из латуни и пласт-
массы с латунным вкладышем, с диаметром отверстия сопла от
3 до 5,5 мм с интервалом 0,5 мм. Плотность расположения фор-
сунок в коллекторном ряду может быть 18 или 24 шт. на 1 м2.
Факелы форсунок первого ряда направлены по движению возду-
ха, а второго — против движения.
<6
1 — пакет воздухораспределителя; 2 —
бак; 3 — присоединительный фланец к
трубопроводу перелива; 4 — переливное
устройство; 5 — патрубок для присоеди-
нения водопровода; 6 — шаровой кла-
пан; 7 — присоединительный патрубок к
трубопроводу слива; 8 — присоедини-
тельный фланец к всасывающему тру-
бопроводу насоса; 9—сетчатый фильтр;
10 — пакет каплеуловителя; 11 — герме-
тическая дверка; 12 — подвод Электре-
питания к герметическому светильник^;
13 — присоединительные фланцы к по-
дающему трубопроводу от насоса; 14 —
потолок: 15 — коллекторный ряд; 16 —
форсунки; 17 — стояки; 18 — стенки
На передней стенке камеры между коллекторами расположе-
на герметическая дверка 11, а также штуцера с поворотными
козырьками для установки контрольных приборов и дат-
чиков.
Бак 2 для воды снабжен шаровым клапаном 6 и переливным
устройством 4 для поддержания заданного уровня воды, сетча-
тым фильтром 9 для воды, предохраняющим насос от засоре-
ния, и необходимым числом присоединительных фланцев 3,
5, 1, 8.
Основные технические характеристики камер орошения при-
ведены в приложении 2.
Секции подогрева воздуха (воздухонагреватели) (рис. 6)
в кондиционерах КД состоят из каркаса 1 и нагревательных
элементов 2 (спирально-навивных стальных трубок), вваренных
в трубные решетки 6. К трубным решеткам приварены крыш-
ки 4 и перегородки 5, обеспечивающие последовательное (много-
ходовое) прохождение теплоносителя.
Теплоносителем может быть вода с температурой до 150сС,
а также насыщенный или перегретый пар давлением до 6 кгс/см2.
17
Секции подогрева воздуха выполняются из оцинкованных на-
гревательных элементов, расположенных в один, два или три
ряда последовательно.
В кондиционерах типа КТ секции подогрева воздуха комплек-
туются из базовых теплообменников двух типоразмеров по высо-
те: однометровые и полутораметровые. Конструкция базового
теплообменника кондиционера типа КТ аналогична рассмотрен-
ной выше конструкции секции подогрева кондиционера КД и,
кроме того, допускает сборку секций подогрева с обводным ка-
налом или без него.
Количество базовых теплообменников и характеристика сек-
ций подогрева кондиционеров КТ приведены в приложении 3.
Техническая характеристика секций подогрева с обводным
каналом кондиционеров КД-10 и КД-20 приведена в приложе-
нии 4.
Поверхностные воздухоохладители предназначены для изме-
нения тепло-и влагосодержания воздуха. Холодоносителем слу-
жит холодная вода. Они во многих случаях существенно упро-
щают систему холодоснабжения, допуская применение замкну-
той схемы.
Для кондиционеров КД харьковский завод «Кондиционер»
выпускает поверхностные воздухоохладители двух модификаций:
орошаемые и неорошаемые.
Орошаемые воздухоохладители (рис. 7) выполняются из по-
верхностных теплообменников в сочетании с укороченной одно-
рядной оросительной камерой. Они обеспечивают полностью
процессы обработки воздуха.
Неорошаемые воздухоохладители выполняются из базовых
теплообменников и обеспечивают процессы охлаждения, осуш-
ки и нагревания воздуха при подаче теплоносителя в теплооб-
менники. Воздух они не увлажняют, в связи с чем в отдельных
случаях применяется совместная установка поверхностных воз-
духоохладителей и оросительной камеры.
Для кондиционеров КТ изготовляются только неорошаемые
воздухоохладители.
Техническая характеристика поверхностных орошаемых воз-
духоохладителей кондиционеров КД приведена в приложении 5,
а техническая характеристика поверхностных неорошаемых воз-
духоохладителей кондиционеров КД и КТ — в приложении 6.
Секции фильтров (рис. 8) предназначены для очистки возду-
ха от пыли.
Самоочищающиеся масляные фильтры кондиционеров КД
очищают воздух от пыли при прохождении его через две парал-
лельные непрерывно движущиеся фильтровальные панели 3,
смоченные маслом. Первая панель (по ходу движения воздуха)
перемещается со скоростью 16 см/мин, вторая — в два раза
медленнее. Каждая панель представляет собой бесконечную лен-
ту из металлической сетки, натянутую между двумя валами.
18
А-А
Рис. 6. Секции подогрева воздуха:
/ — каркас секции; 2 — нагревательный элемент; 3 — обводной канал; 4 —крышка;
5 — перегородка; б — трубная решетка
Рис. 7. Типовый поверхностный орошаемый воздухоохладитель:
/ — фильтр для очистки воды; 2 —манометр; 3 — герметическая дверка; 4 —трехрядный
теплообменник; 5 - двухрядный теплообменник; 6 -- каплеуловитель; 7 — труба для под-
питки; 5—водомерное стекло; 9 — труба для слива; 10 — труба для перелива; //--под-
дон; /2 — светильник; 13 — оросительная камера; 14 — форсунки; 15 — вентиль для регу-
лировки давления воды в форсунках; 16 — рециркуляционный насос
Рис. 8. Секция масляных самоочищающихся фильтров кондиционеров КД:
/— корпус; 2 — левая стенка; 3 — фильтровальная панель; 4 — электропривод; 5 — бак
для масла; 6 — труба для слива масла; 7 — подвод и отвод теплоносителя для обогрева
масла; 8— бачок для шлама; 5 — верхний ведущий вал; 18 — иижний натяжной вал
Верхний ведущий вал 9 закреплен в подшипниках и приводится
во вращение электродвигателем < Нижний вал 10 — натяжной,
установлен в подвижных подшипниках, расположенных в баке
для масла 5. При перемещении панелей вверх и вниз происходит
непрерывная очистка маслом запыленной сетки. Перед удалени-
ем отработанного масла из бачка 8 осадок (шлам) перемеши-
вают ручной мешалкой.
Сопротивление фильтра 10—12 кгс/м2 Воздушная нагрузка
фильтра до 10 000 м3/ч на 1 м2.
Для кондиционеров КТ применяются аналогичные масляные
фильтры, имеющие некоторые конструктивные изменения, улуч-
шающие эксплуатацию фильтров и смену масла.
Для очистки воздуха от пыли в кондиционерах типа КТ при-
меняются также воздушные сухие фильтры, в которых воздух
пропускается через объемный нетканый фильтрующий мате-
риал.
На рис. 9 представлена секция воздушного сухого фильтра
для кондиционеров КТ-30 и КТ-40. Фильтр состоит из корпуса 3
и неподвижной решетки 4, на которую укладывается вручную
в виде глубоких складок чистый фильтрующий материал. На-
чальное сопротивление фильтра 6 кгс/м2, предельное 30 кгс/м2.
После запыления и достижения предельного сопротивления
фильтрующий материал сматывается в рулон на катушку 2
20
Рис. 9. Секция воздушного сухого фильтра для кондиционеров КТ-30 и КТ-401
/ — электропривод; 2 — катушка для сматывания фильтрующего материала; 3 —корпус;
4 — неподвижная решетка
с помощью электропривода 1. После очистки фильтрующий ма-
териал можно использовать повторно.
Камеры обслуживания предназначены для обслуживания
секций кондиционеров. Камера состоит из боковых стенок, дни-
ща и потолка. На передней стенке имеется герметическая двер-
ка и штуцер с поворотными козырьками для установки контроль-
ных приборов. Внутри камеры обслуживания встроен гермети-
ческий электросветильник, а в корытообразном днище приварен
сливной патрубок с резьбовой пробкой для удаления воды.
Камеры воздушные предназначены для смешивания двух по-
токов воздуха — наружного и рециркуляционного, а также для об-
служивания соседних секций. Устройство камеры аналогично ка-
мере обслуживания, но в верхней части предусмотрено присо-
единение воздушного клапана или воздуховода.
Камеры выравнивания предназначены для выравнивания
скоростного поля воздушного потока в поперечном сечении кон-
диционеров КТ. Конструктивно эти камеры выполняются анало-
гично камерам обслуживания, но имеют большую длину по
направлению движения воздуха.
В кондиционерах КД-10 и КД-20 камеры обслуживания на-
зываются промежуточными, а воздушные — смесительными. Ка-
меры выравнивания в этих кондиционерах не применяются.
Клапаны воздушные предназначены для защиты кондиционе-
ров от влияния наружного воздуха в период их временной оста-
новки и для регулирования расходов воздуха по различным
трактам. Клапаны изготовляются с поворотными лопатками и
ручным, пневматическим и электрическим приводом. Кла-
паны с пневматическим или электрическим приводом могут
If
Рис, 10. Присоединительная сек-
ция к вентиляторному агрегату:
1 — переходной патрубок: 2 - - металли-
ческая стенка; 3—мягкая вставка; 4 —
присоединительный фланец
блокироваться с пуском вентиля-
тора. Клапаны с пневмоприводом
изготовляются по схеме ВО, т. е.
сжатый воздух открывает, и по
схеме ВЗ — сжатый воздух за-
крывает клапан.
Секции поворотные предназна-
чены для компоновки кондицио-
нера с поворотом воздушного по-
тока на 90° Для выравнивания
потока предусмотрены направля-
ющие лопатки. Поворотные сек-
ции изготовляются только для
кондиционеров КД-10 и КД-20.
Секции присоединительные
(рис. 10) предназначены для при-
соединения кондиционера к вен-
тиляторному агрегату. Секция со-
стоит из стенки 2 и переходного
патрубка 1 с присоединительным
фланцем 4, Мягкая вставка 3
предотвращает передачу вибра-
ций от вентилятора к секциям
кондиционера.
Подставки служат для установки на них секций кондиционе-
ра. Секции оросительных камер и самоочищающихся масляных
фильтров устанавливаются на полу помещения без специальных
фундаментов на подкладках или цементной подготовке толщи-
ной 50 мм. Под эти секции при их установке подкладывается
один слой руберойда. Подставки кондиционеров КТ отличаются
формой и длиной от подставок кондиционеров КД. Количество
опор под каждую секцию рекомендуется принимать: для КТ-30
и КТ-40 по 2 шт., для КТ-60 — КТ-160 по Зшт., для КТ-200 —
КТ-250 по 4 шт. Под воздухонагреватели для КТ-30 и КТ-40 тре-
буется по 4 опоры, для КТ-60 и КТ-80 — по 6 шт.
Вентиляторные агрегаты предназначены для перемещения
обрабатываемого воздуха и подачи его в помещение. Вентиля-
торные агрегаты состоят из центробежного вентилятора и элек-
тродвигателя, соединенных клиноременной передачей. Кондици-
онеры комплектуются: КД-10 вентиляторами Ц4-70 № 6; КД-20 —
Ц4-70 № 8; КТ-30 и КТ-40 — Ц4-76 № 12; КТ-60 и КТ-80 —
Ц4-76 № 16; КТ-120 — Ц4-76 № 20; КТ-160 — Ц4-100 № 16/2
(двухстороннего всасывания); КТ-200 и КТ-250 — Ц4-100 № 20/2
(двухстороннего всасывания).
Вентиляторные агрегаты КТ-30 и КТ-40 изготовляются для
давлений 60, 80 и 120 кгс/м2, КТ-60, КТ-80, КТ-120, КТ-160,
КТ-200 и КТ-250 — для давлений 80, 120 и 160 кгс/м2 при номи-
нальной производительности.
22
2"
Рис. 12. Направляющий аппарат к вентиляторной установке:
1 — редуктор; 2 — лопатка; 8 — механизм поворота; 4 — корпус
Рис. 11. Общий вид вентиляторной у станов-
ни на виброизолирующем основании: 1
1 — выходной патрубок вентилятора; 2 — корпус
вентилятора; 3 —• ограждение передачи; 4 — элек
тродвигатель; 5-—виброамортизаторы, 6 — рама
А-А
Агрегаты монтируются на металлических рамах, которые
устанавливаются на пружинных виброизоляторах.
Общий вид вентиляторной установки кондиционера на виб-
роизолирующем основании приведен на рис. 11.
Направляющие аппараты (рис. 12) предназначены для регу-
лирования производительности и давления вентиляторного агре-
гата изменением угла входа потока воздуха на лопатки рабоче-
го колеса вентилятора и уменьшением сечения входного патруб-
ка вентилятора, а также для уменьшения пусковой нагрузки
электродвигателя. Лопатки 2 и механизм их поворота 3 смон-
тированы в корпусе 4. Поворот лопаток осуществляется при по-
мощи червячного редуктора 1 с электродвигателем.
§ 5. Местные кондиционеры
В отличие от центральных кондиционеров, имеющих гори-
зонтальное расположение секций и, как следствие, требующих
для своей установки больших площадей, местные кондиционеры
поставляются заводами готовыми к установке и имеют, как пра-
вило, шкафную (вертикальную) компоновку.
Местные кондиционеры подбираются по каталожным данным
по расходу воздуха и холода. Отечественная промышленность
выпускает местные кондиционеры с максимальной производитель-
ностью по воздуху 10 000 м3/ч, по холоду — 50 000 ккал/ч. На-
личие встроенных вентиляторных агрегатов, развивающих сво-
бодные давления 10—30 кгс/м2, позволяет применять местные
кондиционеры для небольшой сети воздуховодов или без них.
В последнем случае местный кондиционер устанавливается не-
посредственно в обслуживаемом помещении.
Для нагревания воздуха при его обработке в местных конди-
ционерах может применяться вода с температурой до 150°С,
а также пар или электрическая энергия.
Местные кондиционеры подразделяются на автономные, име-
ющие встроенную холодильную установку и электрический на-
греватель, и неавтономные, требующие подвода тепла и холодо-
носителя от внешних источников.
Автономные кондиционеры общего назначения бывают трех
типов:
КВ — кондиционеры вертикальные холодопроизводительнос-
тью от 8 до 75 тыс. ккал/ч с водяным охлаждением конденса-
тора;
КР — кондиционеры агрегатно-раздельные холодопроизво-
дительностью от 3 до 30 тыс. ккал/ч с воздушным или испари-
тельным охлаждением конденсатора;
КГ — кондиционеры горизонтальные (комнатные) холодо-
производительностью от 0,3 до 4,5 тыс. ккал/ч с воздушным,
охлаждением конденсатора.
U
Рис. 13. Шкафный автономный
кондиционер КВ1-17:
1 — теплообменник; 2 — соленоид-
ный вентиль; 3—конденсатор; 4—
влагосборник; 5 — испаритель; 6 —
корпус; 7 — вентиляторный агрегат;
8 — панель электрооборудования;
9 — воздушный фильтр; 10— термо-
регулирующий вентиль; 1/ — датчик
температуры; 12 — компрессор; 13 —
реле давления; 14 — ресивер
Рис. 14. Шкафный автономный
кондиционер КА-6 А:
1 — конденсатор; 2 — коробка элек-
троприборов; 3 — вентилятор; 4 —
выход отработанного воздуха; 5 —
испаритель; 6 — вход воздуха; 7 —
фильтр; 8 — поддон; 9 — компрес-
сор; 10 — электродвигатель компрес-
сора; 11 — корпус
На рис. 13 представлен шкафный автономный кондиционер
КВ1-17, выпускаемый домодедовским заводом «Кондиционер».
Он предназначен для обслуживания помещений постов управле-
ния, вычислительных центров, лабораторий, комнат отдыха и пр.
В нем можно очищать от пыли и охлаждать свежий наружный
и рециркуляционный воздух, понижать его влажность и поддер-
живать заданную температуру с точностью ±1°С.
Кондиционер представляет собой вертикальный шкаф, состо-
ящий из металлического корпуса 6 со съемными панелями.
В верхнем отделении кондиционера расположен воздухо-
охладительный агрегат, состоящий из воздушного фильтра Р,
15
Рис. 15. Комнатный автономный кондиционер «Азербайджаном»:
1 — воздушный фильтр: 2 — центробежный вентилятор; 3 — испаритель; 4 — внутренний
отсек кондиционера; 5 — внутренняя перегородка; 6 — электродвигатель; 7 —трубопро-
вод от испарителя к компрессору; 8 — компрессор; наружный отсек кондиционера;
10 — воздушный конденсатор; // -кожух кондиционера: 12— осевой вентилятор; 13 —
жалюзи; 14 — капилярная трубка от конденсатора к испарителю; /5 — трубопровод от
компрессора к конденсатору
испарителя 5, влагосборника 4, центробежного вентилятора двух-
стороннего всасывания со сдвоенным рабочим колесом 7 с элек-
тродвигателем и панелью электрооборудования 8, а также двух
решеток для забора и регулирования количества наружного и
рециркуляционного воздуха.
В нижнем отделении расположен компрессорно-конденсатор-
ный агрегат, состоящий из компрессора 12 с электродвигателем
кожухотрубного конденсатора с водяным охлаждением 3 и теп-
лообменника 1 с фильтром. В качестве холодильного агента при-
меняется хладон-12. К кондиционеру подводятся электросеть,
водопровод и канализация.
Автономный кондиционер КА-6А выпускается домодедовским
машиностроительным заводом «Кондиционер». Он применяется
в рабочих кабинетах и небольших помещениях (объемом не бо-
лее 300 м3) с целью поддержания в них заданной температуры
с точностью ±1,5°С. В летнее время года он охлаждает и осуши-
вает воздух в помещении, а в переходные периоды года подогре-
вает его.
Кондиционер устанавливается непосредственно в обслужива-
емом помещении или вне его. В последнем случае кондиционер
соединяется с помещением подводящим и отводящим воздухо-
водом.
Кондиционер выполнен в виде вертикального агрегата шкаф-
ного типа (рис. 14). Он состоит из двух отделений — машинного
и воздухообрабатывающего. В машинном отделении расположе-
ны компрессорно-конденсаторный агрегат и коробка электропри-
боров 2, в воздухообрабатывающем — испаритель 5, два центро-
бежных вентилятора двухстороннего всасывания и электродви-
26
гатель, приводящий их во вращение. Перед испарителем нахо-
дится отверстие 6 для входа воздуха, которое снабжено масляным
сетчатым фильтром 7.
В поверхностном воздухоохладителе (испарителе) воздух од-
новременно охлаждается и осушается, а затем вентилятором на-
гнетается в помещение.
Для сбора конденсата, выпадающего на трубках испарите-
ля, установлен поддон 8, имеющий трубку с сифоном для присо-
единения к канализации. Поддон разделяет воздухообрабатыва-
ющее и машинное отделения. Воздух в помещение подается че-
рез декоративную решетку 4. Каркас 11 кондиционера стальной,
сварной, покрытый внутри звукопоглощающим материалом.
К кондиционеру подводятся коммуникации водопровода, ка-
нализации и электросети трехфазного тока напряжением
380/220 В.
Комнатные автономные кондиционеры «Азербайджаном»
(рис. 15), выпускаемые бакинским машиностроительным заво-
дом им. 50-летия Советского Азербайджана, относятся к типу го-
ризонтальных кондиционеров (КГ). Эти кондиционеры устанав-
ливаются в оконном проеме или в стене помещения. Кожух кон-
диционера И состоит из двух отсеков, разделенных внутренней
перегородкой 5, стенки которой покрыты теплозвуковой изоля-
цией.
В наружном отсеке 9. располагаемом снаружи здания (за ок-
ном), размещены герметический компрессор 8, работающий на
хладоне-22, воздушный конденсатор 10 с обдувающим его осе-
вым вентилятором 12 и электродвигатель 6.
Во внутреннем отсеке 4, находящемся в помещении, установ-
лены воздушный фильтр /, испаритель 3 и центробежный венти-
лятор 2, нагнетающий воздух в помещение. Кондиционер снаб-
жен автоматическим регулятором температуры воздуха в поме-
щении. Заданная температура в помещении в теплый период
года поддерживается включением и выключением электродвига-
теля компрессора по команде датчика регулятора температуры.
С помощью специальных заслонок, управляемых вручную, кон-
диционер может работать на смеси наружного и рециркуляци-
онного воздуха.
Кондиционер «Азербайджаном» работает только в режиме
охлаждения и осушения воздуха.
Бытовой автономный оконный кондиционер Б К-1500, выпус-
каемый Бакинским заводом бытовых кондиционеров, предназна-
чен для создания комфортных условий в жилых, служебных и
других помещениях площадью до 25 м2.
Кондиционер Б К-1500 имеет пластмассовый корпус. Все уз-
лы кондиционера смонтированы на металлическом основании. Ме-
таллической перегородкой, приваренной к основанию, кондици-
онер разделяется на два изолированных отсека: наружный и
внутренний. В перегородке предусмотрено отверстие, перекрыва-
27
Рис. 16. Схема бытового кондиционера
БК-1500:
/ — осевой вентилятор; Г — электродвигатель вен-
тиляторов: 3 — заслонка вентиляционная; 4 —
центробежный вентилятор; 5 — испаритель; б —
воздушный фильтр; 7—перегородка: 8 — пульт
управления; 9 — капиллярная трубка; 10—фильтр-
осушитель; II — расширитель; 12 — ротационный
компрессор; 13 — конденсатор
емое заслонкой, с помо-
щью которой регулируют
приток наружного возду-
ха в помещение (до 15%)*
Основные рабочие узлы
кондиционера БК-1500:
холодильный агрегат, осе-
вой / (рис. 16) и центро-
бежный 4 вентиляторы с
общим электродвигате-
лем 2, пульт управле-
ния 8 с пускозащитным
устройством.
Холодильный агрегат
состоит из ротационного
компрессора 12, конденса-
тора 13, испарителя 5, фи-
льтра-осушителя 10, рас-
ширителя 11 и системы
трубопроводов, герметич-
но соединяющих элемен-
ты агрегата между собой.
Компрессор, конденсатор, осушитель и расширитель расположе-
ны в наружном отсеке, а испаритель — во внутреннем.
В качестве хладоагента применен хладон-22. Компрессор
смазывается маслом ХМ-6, залитым в кожух.
Кондиционер БК-1500 по технико-экономическим показате-
лям соответствует техническому уровню современных зарубеж-
ных образцов.
Техническая характеристика автономных кондиционеров при-
ведена в приложении 7.
Неавтономные кондиционеры характеризуются отсутствием
в них встроенных источников холода и тепла. Поэтому для их
работы применяются внешние источники тепло- и холодоснаб-
жения.
Домодедовским машиностроительным заводом «Кондицио-
нер» выпускаются унифицированные неавтономные кондици-
онеры типа КНУ, обеспечивающие диапазон производительности
по воздуху от 2,5 до 18 тыс. м3/ч.
Кондиционер КНУ-12 (рис, 17) выполнен в виде шкафа со
съемными щетками и состоит из двух секций: механической, где
смонтированы малогабаритный диаметральный вентилятор 10
с электродвигателем, калорифер 9 второго подогрева, сепара-
тор 8 и насос 7, и вспомогательной, где установлены патрубок 1
наружного и рециркуляционного воздуха, фильтр 2 для очистки
воздуха от пыли, калориферы 3 первого подогрева, поверхност-
ный орошаемый воздухоохладитель 5, поддон с фильтром 6 для
воды и переливным устройством.
28
Температура в кондиционируемом
помещении поддерживается дилато-
метрическим терморегулятором, ко-
торый воздействует на исполнитель-
ный механизм клапана, установлен-
ного на трубопроводе теплоносите-
ля к калориферу второго подогрева.
Эти кондиционеры, соединенные воз-
духоводами, можно устанавливать
как в кондиционируемых помеще-
ниях, так и в смежных. Они приме-
няются для круглогодичного конди-
ционирования воздуха в обществен-
ных и промышленных зданиях.
Технические характеристики не-
автономных кондиционеров типа
КНУ приведены в приложении 8.
Домодедовский завод «Кондици-
Рис. 17. Принципиальная схема
кондиционера КНУ-12;
1 — патрубок наружного и рецирку-
ляционного воздуха; 2—фильтр для
очистки воздуха; 3 — калориферы
первого подогрева; 4—оросительная
камера; 5 — поверхностный орошае-
мый воздухоохладитель; 6 — фильтр
для очистки воды; 7— насос; 8—
сепаратор; 9— калорифер второго
подогрева; /0 — вентиляторный аг-
регат; 11 — патрубок обработанного
воздуха
онер» выпускает также неавтоном-
ные подвесные кондиционеры типа
КНМ, которые собираются из от-
дельных унифицированных секций.
Последовательность сборки, как и в
центральных кондиционерах, опре-
деляется выбранной технологичес-
кой схемой обработки воздуха.
Подвесной многозональный конди-
ционер КНМ-5 приведен на рис. 18.
Наружный воздух поступает в кондиционер через открытые
створки клапана /, приводимые в движение исполнительным
электрическим механизмом 2. Соотношение количества наруж-
ного и рециркуляционного воздуха регулируется положением
створок 3 и 2/, приводимых в движение от общего исполнитель-
ного механизма 22. Из смесительной камеры 20 воздух поступа-
ет на очистку в секции фильтров 19, затем в секцию первого по-
догрева 4, состоящую из одного двухрядного теплообменника.
После адиабатического увлажнения в секции 5 воздух поступает
в вентиляторную секцию б, за которой следуют секция шести-
рядных теплообменников 7 с обводным каналом и секция второ-
го подогрева 8, состоящая из раздельного шестирядного тепло-
обменника.
Переходная секция 9 имеет внутреннюю перегородку 10, ко-
торая обеспечивает раздельное движение воздушных потоков
после воздухоохладителей (теплообменник в секции 7 и нижняя
часть теплообменника в секции 8) и воздухонагревателя (верх-
няя часть теплообменника в секции 8). Разделенные холодный
и горячий потоки воздуха поступают в секцию взаимообратных
воздушных клапанов 11, которая состоит из трех самостоятель-
29
Рис. 18. Подвесной многозональный кондиционер КНМ-5:
/ — сгворчатый клапан для забора наружного воздуха; 2 — исполнительный электричес-
кий механизм; 3— створчатый клапан для регулирования количества наружного воздуха;
t секция первого подогрева воздуха; 5 — секция адиабатического увлажнения воздуха:
ь — вентиляторная секция; 7— секция шестирядных теплообменников; в — секция второ-
го подогрева; 9 — переходная секция; 10 — перегородка; 11 — секция взаимообратных
воздушных клапанов; 12 — зоны разделения воздуха; 13—перегородка; 14 — взаимообрат-
иый клапан для регулирования прохода воздуха; 15 — исполнительный электрический ме-
ханизм; 16 — подставки под секции; 17 — рама кондиционера; 18 — поддон; 19 — секция
фть^ров; 20— смесительная камера, 21 -- створчатый клапан на заборе рециркуляцион-
ного воздуха; 22 - исполнительный электрический механизм
пых зон 12. В каждой зоне имеется горизонтальная перегород-
ка 13, примыкающая через уплотнительную прокладку к пере-
городке 10. В каждой из трех зон образовано два самостоятель-
ных канала: нижний для прохода холодного воздуха и верхний
для прохода горячего воздуха. Степень открытия каналов в каж-
дой зоне зависит от положения взаммообратного клапана 14 и
работы исполнительного электрического механизма 15.
Таким образом, конструктивная особенность кондиционера
КНМ-5 позволяет к выходному фланцу секций взаимообратных
клапанов присоединять до шести приточных воздуховодов и тем
самым обслуживать шесть самостоятельных зон подачи конди-
ционированного воздуха. Кондиционеры КНМ-5 заводом-изгото-
вителем поставляются в собранном виде. Длина кондиционера
из максимального числа секций составляет 3870 мм, ширина
1710 мм.
В последнее время при строительстве многоэтажных и мно-
гокомнатных общественных и административных зданий широко
применяются одноканальные СКВ с универсальными эжекцион-
ными кондиционерами-доводчиками (ЭКД). Они устанавлива-
ются непосредственно в кондиционируемом помещении и снаб-
жаются холодом или теплом от центральных холодильной или
тепловой станций. Кроме того, эжекционные кондиционеры по-
лучают наружный обработанный первичный воздух от цент-
рального кондиционера, расположенного в подвале здания
или на техническом этаже (возможна и поэтажная их уста-
новка).
Эжекционный кондиционер-доводчик КНЭ-У, выпускаемый
домодедовским заводом «Кондиционер», приведен на рис. 19.
Принцип действия такого кондиционера следующий. Подаваемый
30
zz
Рис. 19. Эжекционный кондиционер-доводчик КНЭ-УЦ2:
t — гибкий патрубок; 2 — скоба; 3 - - распределительная труба; 4 — заглушка; 5 — воздуш-
ной клапан; 6- камера первичного воздуха; 7 — сопловые элементы; 8 — панель с эжек-
тирующими соплами; 9 — смесительная камера; 10 — воздушный клапан регулирования
)емпературы приточного воздуха; 11 — выходной приточный патрубок; 12—рукоятка воз-
душного клапана; 13 — теплообменник для горячей воды; 14 — воздушный фильтр; 15 —
теплообменник для холодной воды
от центрального кондиционера первичный воздух поступает в ка-
меру 6 первичного воздуха эжекционного кондиционера-довод-
чика. В камере расположена распределительная труба 3, концы
которой выступают из торцовых стенок камеры. Один конец за-
крыт заглушкой 4, а ко второму присоединен гибкий патрубок 1,
который соединяет ЭКД с каналом подачи первичного воздуха.
Количество первичного воздуха, подаваемого в камеру, регули-
руется вручную воздушным клапаном 5. Из камеры первичный
воздух выходит через сопла 7 со скоростью 15—20 м/с. Благода-
ря эжектирующему действию струи первичного воздуха под-
сасывается рециркуляционный воздух из помещения, который
предварительно проходит очистку в воздушном фильтре 14 и
тепловую обработку в поверхностных теплообменниках 13
и 15.
Обработанный рециркуляционный воздух смешивается с пер-
вичным в смесительной камере 9 и через выходной приточный
патрубок 11 подается в помещение.
Температура приточного воздуха регулируется воздушным
клапаном 10, приводимым в движение вращением рукоятки 12.
Для крепления кондиционера к стенке или потолку предусмот-
рены скобы 2.
Если центральный кондиционер выключен и первичный воз-
дух не подается в камеру, то ЭКД работает как отопительный
конвектор.
Универсальные эжекционные кондиционеры-доводчики имеют
такую техническую характеристику:
КНЭ-У0.8А КНЭ-У1.2
Производительность по первичному
воздуху, м3/ч 55—160 80—240
31
Холодопроизводительность поверх- ностного теплообменника, ккал/ч 350—650 500—1000
Максимальная теплопроизводитель- ность поверхностного теплообменни- ка, ккал/ч: при работе с эжекцией 2700 3500
на режимах с естественной цир- куляцией воздуха 1100 1500
Давление первичного воздуха перед кондиционером, кгс/м2, не более 40 40
Рабочее давление воды в теплооб- менниках, кгс/см2 12 12
Число сопл, шт. 24 36
Масса кондиционеров, кг: с двухрядным теплообменником 21 31
с трехрядным теплообменником 25 35
Кроме универсальных кондиционеров-доводчиков выпускают-
ся неавтономные вентиляторные кондиционеры-конвекторы типа
КНК для различных общественных и административных
зданий.
Кондиционер-конвектор КНК-0,15 общего назначения пред-
ставлен на рис, 20. Он состоит из металлического кожуха 5, по-
верхностного теплообменника 4, диаметрального вентилятора 3,
резиновой вставки 2 у нагнетательного отверстия вентилятора,
воздушного фильтра 5, рециркуляционной решетки 6, поддона 7,
верхней крышки 10 с приточной решеткой 1 и клапана наружно-
го воздуха 9. Такие кондиционеры-конвекторы устанавливаются
у оконного проема. Наружный воздух, поступающий на обработ-
ку в кондиционер, забирается через щелевой канал в наружной
стене. Рециркуляционный воздух забирается из помещения. Теп-
лообменники к подающим и обратным трубопроводам присоеди-
няются к верхним и нижним коллекторам, встроенным в конди-
ционер.
Рис. 20. Кондиционер-конвектор КНК-0,15:
1 — приточная решетка; 2 — резиновая вставка; 3 — диаметральный вентилятор; 4 — по-
верхностный теплообменник; 5 — воздушный фильтр; 6 — рециркуляционная решетка; 7-
поддон; 8 — кожух; 9 — клапан наружного воздуха; 10— верхняя крышка
32
Кондиционеры-конвекторы общего назначения
имеют такую
техническую характеристику:
КНК-0.15 КИК-0,3
Производительность по воздуху, м3/ч 150 300
Количество наружного воздуха, м3/ч 45 90
Поверхность теплообменника, м2 3,8 8,4
Число электровентиляторов, шт. 1 2
Мощность электродвигателей, кВт Габариты, мм: 0,012 0,024
высота 400 400
глубина 210 210
ширина 600 1200
Местные кондиционеры двухступенчатого испарительного
охлаждения КДИ-2,о выпускаются домодедовским машинострои-
тельным заводом «Кондиционер». Они применяются для обслу-
живания небольших помещений или их групп общим объемом
примерно 400 м3. Основным элементом кондиционера является
теплообменник косвенного испарительного охлаждения.
Принципиальная схема кондиционера КДИ-2,5 приведена на
рис. 21. Наружный воздух, засасываемый вентилятором 2, очи-
щается в фильтре 1 и подается в основной 3 и вспомогательный
6 каналы. Из вспомогательного канала воздух поступает внутрь
трубок теплообменника 14 и обеспечивает испарительное охлаж-
дение воды, стекающей по внутренним стенкам трубок теплооб-
менника. Основной поток воздуха проходит с наружной оребрен-
ной стороны трубок теплообменника и отдает через их стенки
тепло воде, охлаждаемой испарением.
Выброс Наружный Воздух
Рис. 21. Кондиционер двухступенчатого испарительного охлаждения КДИ-2,5:
1 — фильтр; 2 — вентилятор; 3 и 6 — основной н вспомогательный потоки воздуха; 4 и
9 —насосы; 5 и 11 — поддоны; 7 — переливное устройство; 8—шаровой кран; 10 — оро-
шаемый слой прямого испарения; 12 — створчатый клапан; 13 — распределительное
устройство; 14 — теплообменник косвенного испарительного охлаждения: 15 — перфори-
рованные трубки
2 142
33
Рециркуляция воды осуществляется насосами 4 и 9, забира-
ющими воду из поддонов 5 и //. Вода разбрызгивается соответ-
ственно перфорированными трубками 15 и через распределитель-
ное устройство 13.
Увлажненный вспомогательный поток воздуха после тепло-
обменника выбрасывается в атмосферу или используется для
охлаждения ограждающих конструкций и вентиляции вспомога-
тельных помещений. Основной поток воздуха после косвенного
испарительного охлаждения у поверхности трубок теплообмен-
ника поступает на прямое испарительное охлаждение в орошае-
мый слой 10, состоящий из гигроскопического материала. Убыль
воды в поддоне пополняется через шаровой кран 8, а постоян-
ный ее уровень поддерживается при помощи переливного уст-
ройства 7. Соотношение количеств основного и вспомогательно-
го потоков воздуха регулируется вручную при помощи створча-
того клапана 12. Основной поток обработанного воздуха по воз-
духоводу подается в обслуживаемое помещение.
Кондиционер КДИ-2,5 имеет такую техническую характерис-
тику:
Производительность по воздуху, м3/ч:
общая 4000
основного потока воздуха 2500
вспомогательного потока 1500
Холодопроизводительность, ккал/ч 13 000
Свободное давление на выходе воздуха, кгс/м2 25
Мощность электродвигателей, кВт:
вентиляторов 1,7
насосов 0,24
Напряжение, В 220/380
Теплоотдающая поверхность теплообменни-
ка, м2 4,4
Габариты, мм:
длина 2110
ширина 1080
высота 1435
Глава III
I—d-ДИАГРАММА ВЛАЖНОГО ВОЗДУХА
§ 6. Основные параметры воздуха
Состав воздуха. Атмосферный воздух представляет собой ме-
ханическую смесь различных газов, составляющих сухую его
часть, и некоторого количества водяных паров. Водяной пар
обычно находится в ненасыщенном (перегретом) состоянии, но
может переходить в насыщенное и перенасыщенное состояние
(ту май).
Состав газов в сухой части воздуха отличается сравнительно
большим постоянством. Примерный химический состав атмо-
сферного воздуха в процентах приведен в табл. 1.
34
Смесь сухой части воздуха и водяных паров называется влаж-
ным воздухом. В используемом при кондиционировании диапазо-
не температур и давлений влажный воздух можно рассматривать
как идеальный газ, следующий законам Бойля—Мариотта, со-
гласно которому занимаемый газом объем и его давление связа-
ны соотношением pdpz — VWH, и Гей-Люссака, когда объемы
газов при постоянном давлении пропорциональны абсолютным
температурам: VJV2 = T\jT^ Следствием законов Бойля—Ма-
риотта и Гей-Люссака является характеристическое уравнение
состояния идеального газа, выведенное Клапейроном, которое
для 1 кг газа имеет вид
pv = ЯГ, (1) Таблица 1. Примерный состав ат- мосферного воздуха
где р—абсолютное давление га-
Компонент Обозначе- ние Содер- жание по
за; v — удельный объем газа; R— газовая постоянная; Т—абсолют-
ная температура. Так как удельный объем газа объе- му, %
Кислород о2 20,95
o=V/GT то для произвольного ко-
личества газа уравнение (1) при- Азот n2 77,89
мет вид Водород н2 0,01
pV—GRTt (1) Аргон, неон и пр. Ar,Ne 0,94
где V — объем газа; G — масса газа. Углекислый газ Водяные пары СО2 Н2О 0,03 0,18
Физические свойства влажного воздуха характеризуются еле-
дующими параметрами: температурой по сухому термометру t,
влагосодержанием d, влагоемкостью <7Н, относительной влаж-
ностью ср, теплоемкостью с, температурой по мокрому термомет-
ру удельным объемом v или плотностью у, парциальным дав-
лением водяного пара рп, энтальпией 7, температурой точки росы
I fp. Для определения всех величин, характеризующих состояние
влажного воздуха, как правило, достаточно знать два парамет-
ра. Поскольку при обработке воздуха в кондиционерах объем
влажного воздуха изменяется с изменением температуры, в прак-
тических расчетах в качестве единицы измерения принят 1 кг су-
хого воздуха, масса которого остается неизменной в течение все-
го процесса обработки.
Свойства насыщенного водяного пара описываются не урав-
нением (1), а более сложными зависимостями, поэтому на прак-
тике для определения р и Т пользуются таблицами физических
свойств этого пара (например, по проф. М. П. Вукаловичу).
Температура воздуха показывает степень его нагрева. В тех-
нике кондиционирования воздуха для измерения температуры
воздуха пользуются термометрами, имеющими стоградусную
шкалу Цельсия (L СС) и абсолютную шкалу Кельвина (Г К) =
Соотношение между этими шкалами выражается зависимостью
Т = 273,15 -М. (2)
2* 35
Давление воздуха. Согласно закону Дальтона общее давление
смеси равно сумме парциальных давлений нескольких газов,
образующих эту смесь, т. е.
ь
P = Pi+Pz+ АН---------hpn=SPn-
1
Так как влажный воздух представляет собой паровоздушную
(бинарную) смесь, то общее давление атмосферного воздуха,
или барометрическое давление, равно сумме парциальных дав-
лений сухой его части рс и водяных паров рп:
рб = Рс + рп. (3)
В расчетах процессов кондиционирования воздуха давления
атмосферного воздуха и водяных паров обычно измеряются в мил-
лиметрах ртутного столба.
Давление может быть выражено также высотой столба ка-
кой-либо другой жидкости, масса которой уравновешивает это
давление. Одна техническая атмосфера, равная 1 кгс/см2, урав-
новешивается столбом ртути высотой 735,6 мм или водяным стол-
бом высотой примерно 10 м. За нормальное атмосферное давле-
ние принята одна физическая атмосфера, равная 760 мм рт. ст.
при 0сС или 10,333 м вод. ст.
Пример 1. Определить парциальные давления водяного пара рп и су-
хого воздуха рс в насыщенном влажном воздухе при температуре t — 24°С
и барометрическом давлении р$ = 735,6 мм рт. ст.
Решение. По таблице основных физических характеристик воздуха (при-
ложение 9) находим парциальное давление водяного пара в воздухе при
температуре t — 24°С и барометрическом давлении ре == 760 мм рт. ст., ко-
торое составляет р'п — 22,377 мм рт. ст. Следовательно, при ро = 735,6 мм
рт. ст.
р„ = 22,377-1^1 = 21,65 мм рт. ст.
760
Из формулы (3) находим рс = рс—Рп = 735,6—21,65 = 713,95 мм рт. ст.
Характеристическое уравнение влажного воздуха. Для G кг
влажного воздуха согласно уравнению Клапейрона получим
PsV = GBRBT, (4)
где рв=рс+рп=рб — общее, или барометрическое, давление
влажного воздуха, мм рт. ст.; GB = GC+Gn— масса сухой час-
ти воздуха и водяных паров, кг; J/= Ув= Ус= Уп— объем
паровоздушной смеси или каждого из компонентов, м3; Т — абсо-
лютная температура паровоздушной смеси, К; — газовая
постоянная влажного воздуха, которая может быть определена
из выражения
+ (5)
где GC/GB и Gn/GB — соответственно доли сухой части воздуха
и водяного пара в смеси влажного воздуха; Rc и /?п — газовые
постоянные соответственно сухой части воздуха и водяного пара.
36
Газовая постоянная для каждого газа имеет свое определен-
ное значение и единицу в зависимости от единиц давления.
Если давление выражено в миллиметрах ртутного столба,
то для водяного пара /?п=3,461 мм рт. ст.-м3/(кг-К), для
сухого воздуха Rc = 2,153 мм рт. ст. • м3/(кг • К). Если давле-
ние выражено в килограмм-силах на квадратный метр, то Rn=
= 47,07 кгс м/(кг • К), a Rc =29,27 кгс • м/(кг К).
Влагосодержание воздуха d, г/кг—это масса водяного пара,
находящегося во влажном воздухе, отнесенная к массе сухой его
части:
d = -^--1000. (6)
Разделив почленно характеристическое уравнение для водяного
пара pnV — GnRnT на характеристическое уравнение для сухой
части воздуха pcV=GcRcT, получим
Рп^ Gn Rn
Рс Ос Rc
Подставив значения Gn/Gc из уравнения (6), рс— из урав-
нения (3) и газовые постоянные Rc = 29,27 кгс-м/(кг-К), Ru =
= 47,07 кгс-м/(кг-К), после соответствующих преобразований
получим:
для парциального давления водяного пара, кгс/м2
Рп ~ Ре 622 + d ’
для влагосодержания, г/кг
d = 622р,‘ (8)
Рс
ИЛИ
d = 622—^—. (9)
Рб — Рп *
Из приведенных уравнений видно, что парциальное давление
водяного пара в воздухе при неизменном барометрическом дав-
лении однозначно определяется влагосодержанием и не зависит
от температуры.
Влагоемкость воздуха 4, г/кг — это масса водяного пара, со-
держащегося во влажном воздухе при полном его насыщении,
отнесенная к массе сухой его части.
Рассматривая влагоемкость 1 кг воздуха как частный случай
его влагосодержания при полном насыщении, можно, пользуясь
формулой (9), написать
4 = 622—(10)
Рб — Рн
37
где рн — упругость (парциальное давление) водяного пара при
полном насыщении, данной температуре и давлении, мм рт. ст.
Для температур до 100°С влагоемкость воздуха может быть
найдена по таблицам основных физических характеристик воз-
духа, приведенных в приложении 9.
Относительная влажность воздуха ф в технических расчетах —
это отношение массы водяных паров во влажном воздухе к мас-
се водяных паров в воздухе при той же температуре и полном
насыщении. Относительную влажность обычно выражают в про-
центах.
Согласно определению получим
Ф = / -10096- (11)
ан
Иногда относительную влажность воздуха ф выражают отно-
шением фактического (ненасыщенного) состояния парциального
давления водяных паров в воздухе к парциальному давлению во-
дяного пара в насыщенном состоянии при той же температуре:
Ф=^".100%. (12)
Рн
Температура точки росы /Р, или просто точка росы, — это та-
кая температура, до которой надо охладить влажный (ненасы-
щенный ) воздух, чтобы он стал насыщенным (ф= 100%) при со-
хранении постоянного влагосодержания. Это наинизший предел
охлаждения температуры воздуха при постоянном влагосодер-
жании.
Температура воздуха по мокрому термометру tM — это темпе-
ратура насыщенного воздуха в условиях испарения воды при со-
хранении постоянной энтальпии, равной начальной.
Удельная, или массовая, теплоемкость воздуха с — это коли-
чество тепла, потребное для нагревания 1 кг воздуха на 1 °C.
Удельная теплоемкость сухого воздуха при постоянном давле-
нии зависит от температуры.
Для процессов, происходящих в СКВ в интервале температур
от -50 до +50°С и при практически неизменяемом общем дав-
лении влажного воздуха, удельная теплоемкость сухого воздуха
может быть принята постоянной и равной сс=0,24 ккал/(кг-сС).
Иногда в расчетах используется объемная теплоемкость су-
хого воздуха св=0,31 ккал/(м3-°С). Удельная теплоемкость воз-
духа связана с объемной соотношением св=увсс.
Удельную теплоемкость водяного пара сп принимают равной
примерно 0,44 ккал/(кг•°C).
Удельную теплоемкость влажного воздуха следует рассматри-
вать как теплоемкость смеси, состоящей из 1 кг сухого воздуха и
0,00Id кг водяного пара. В связи с незначительной массой во-
дяного пара, приходящейся на 1 кг сухого воздуха, удельную
теплоемкость влажного воздуха в практических расчетах прини-
38
мают равной удельной теплоемкости сухого воздуха с^сс~
= 0,24 ккал/(кг-°C).
Энтальпия влажного воздуха /в — это количество тепла, на-
ходящееся во влажном воздухе, сухая часть которого имеет мас-
су 1 кг:
4 = 4 + 4, (13)
где Л — энтальпия 1 кг сухой части воздуха, ккал/кг; /п — эн-
тальпия 0,001 d кг водяного пара, ккал/кг.
Энтальпия сухой части воздуха
/с = 0,24/, (14)
где t — температура воздуха, °C.
Энтальпия 0,001 d кг водяных паров
/„=(597,3 + 0,44/)-^, (15)
где 597,3 ккал/кг — скрытая теплота испарения воды при темпе-
ратуре 0° С.
Подставив в формулу (13) численные значения /с и /п, полу-
чим энтальпию влажного воздуха, отнесенную к сухой его части,
ккал/кг:
/в = 0,24/+(597,3 + 0,44/)-^- (16)
или
/в.=:0,24 ^4*0,5973^4*0,00044 td ккал/кг сухого воздуха.
Пример 2. Определить энтальпию влажного воздуха при i = 25°С,
ср = 70% и рс = 745 мм рт. ст.
Решение. 1. Находим упругость насыщенных водяных паров при темпе-
ратуре t = 25°С и р© — 760 мм рт. ст. (см. приложение 9):
рн = 23,756 мм рт. ст.
2. Определяем по формуле (12) парциальное давление водяных паров для
заданного состояния воздуха;
рп = р„а = 23,756-0.7 —45- = 16,3 мм рт. ст.
" J1IY 760 760
3. Определяем влагосодержание влажного воздуха по формуле (9):
d = 622___1®^----13,96 г/кг.
745— 16,3
4. Определяем энтальпию влажного воздуха по формуле (16):
Л = 0,24-25 + 0,597-13,96 + 0,00044-25-13,96 = 6 + 8,33 + 0,15 =
= 14,48 ккал/кг.
Из приведенного примера видно, что скрытая теплота испа-
рения водяных паров (8,33) составляет значительное количество
39
тепла, а третий член (0,15) незначителен, им в практических рас-
четах можно пренебречь.
Масса воздуха. Плотность, или объемная масса, влажного
воздуха у — это масса его в 1 м3.
Подставляя в характеристическое уравнение влажного возду-
ха (4) значения газовых постоянных, получим выражения плот-
ности для сухой части воздуха, для водяного пара и для влаж-
ного воздуха, кг/м3:
„ __ __ рс ____ 1 Рб Рп _____ (X Рб Рп , /1
Тс— V — #сТ — 2,153 Т — т , (1/J
у — п_ = Рп — 1 -Рп-= Л 9R9(1
Tn у RnT 3 4б1 т г ,
7в = 0,465 Рб ^Рл +0,289 ^ = 4 <°> We - 0,176р„). (19)
Объемную массу абсолютно сухого воздуха, кг/м3, находяще-
гося под барометрическим давлением рб, получим из уравнения
(17), подставив значение рп=0:
Те = 0,465-4® • (20)
Следовательно,
Тв = Те —0,176 у. (21)
Из формулы (21) следует, что при одном и том же баромет-
рическом давлении объемная масса влажного воздуха меньше,
чем сухого.
При температурах, обычно встречающихся в практических
расчетах кондиционирования воздуха, разница в массе влажного
воздуха и сухой части его незначительна (1%). Поэтому для
упрощения расчетов принимают ув~ус.
§ 7. I—d-диаграмма
I—d-диаграмма, разработанная проф. Л. К- Рамзиным в
1918 г., представляет собой графическую интерпретацию уравне-
ния энтальпии влажного воздуха (приложение 10). Диаграмма
строится в косоугольной системе координат, где ось ординат про-
ведена вертикально, а ось абсцисс — под углом 135° к ней. По оси
ординат отложены значения энтальпии У, а по оси абсцисс —
влагосодержания влажного воздуха с? на 1 кг сухого.
Для удобства отсчета влагосодержаний и сокращения разме-
ров диаграммы наклонная ось абсцисс на диаграмме не вычер-
чивается, а вместо нее через начало координат проводится вспо-
могательная горизонтальная линия, на которой откладываются
значения влагосодержаний (в произвольном масштабе). Через
40
полученные точки проводятся вертикали, представляющие собой
линии постоянного влагосодержания d=const. На оси ординат
(также в любом масштабе) откладываются значения энтальпии,
причем вверх от точки О, соответствующей значениям I=d—О,
откладываются положительные, а вниз — отрицательные значе-
ния. Через полученные точки параллельно оси абсцисс проводят-
ся линии постоянной энтальпии 7=const.
Масштабы для / и d, как независимых переменных, могут
быть выбраны произвольно. В данном случае на диаграмме, при-
веденной в приложении 10, для получения более пологих кривых
постоянных относительных влажностей воздуха <р масштабы при-
няты: /Ий=10 г/мм, т. е. 1 мм = 0,1 г/кг сухого воздуха, и Mj=
=0,07 ккал/мм. На полученной таким образом сетке, состоящей
из параллелограммов, строятся линии изотерм /=const, линии по-
стоянных относительных влажностей (p=const и линия парциаль-
ных давлений водяного пара рп.
Для построения изотерм пользуются уравнением /=0,24/+
+0,5973 d+0,00044 М, которое является уравнением прямой ли-
нии. Следовательно, изотермы являются прямыми линиями и мо-
гут быть построены по двум точкам, например при d—О и
й=макс. Необходимо иметь в виду, что изотермы между собой
не параллельны, так как угол наклона их к горизонтальной оси
различен. При низких температурах непараллельность изотерм
почти незаметна.
Для построения линий cp=const на каждой изотерме опреде-
ляют точки, имеющие степень насыщения воздуха (р=5, 10, 20,
100%. Соединяя на разных изотермах точки с одинаковой сте-
пенью насыщения, получим линии <р—const, имеющие вид рас-
ходящихся кривых. Нижняя кривая <р= 100% характеризует
насыщенное состояние воздуха и называется пограничной
кривой.
При повышении барометрического давления линия насыще-
ния на I—d-диаграмме смещается вверх, а при понижении —
вниз. При изменениях барометрического давления в пределах
±7,5 мм рт. ст. изменения параметров воздуха будут незначи-
тельны, и их можно не учитывать. Однако при больших измене-
ниях барометрического давления изменения параметров воздуха
будут значительными, например: при рб = 745 мм рт. ст. пара-
метрам /=18°С и <р=100% соответствуют 7=12,25 ккал/кг и
d=13,2 г/кг, а при рб=640 мм рт. ст. будут: 7—13,6 ккал/кг и
d=15,4 г/кг.
Для построения линии парциального давления пара с правой
стороны диаграммы на прямой, параллельной оси ординат, на-
носится шкала парциальных давлений в миллиметрах ртутного
столба, начиная с рп=0 до возможного значения рп в диапазоне
данной диаграммы. Масштаб этой шкалы выбирается крупнее,
но с таким расчетом, чтобы линия рп не пересекалась с кривой
ф=100% (1 мм=0,125±0,25 мм рт. ст.).
41
Для построения линии парциального давления пара из точек
пересечения изотерм с кривой ф=100% опускают перпендику-
ляры на вспомогательную горизонтальную линию. От этой линии
вверх в принятом масштабе откладываются парциальные давле-
ния водяных паров, насыщающих воздух при данных температу-
рах, которые определяют по таблицам (см. приложение 9). Че-
рез найденные точки проводится линия парциального давления
водяного пара.
Условимся в дальнейшем в единицах энтальпии и влагосодер-
жания опускать слова «сухого воздуха».
§ 8. Построение процессов обработки воздуха
На /—d-диаграмме любая точка обозначает вполне опреде-
ленное физическое состояние воздуха. Так, для воздуха, имеюще-
го физическое состояние, характеризуемое точкой А (рис. 22),
легко на I—d-диаграмме прочитать его параметры: ts, dx, фа,
/а, Ра.
Любая другая точка Б диаграммы будет также соответство-
вать некоторому вполне определенному физическому состоянию
воздуха: /б , dg , <рь, h ,рг>.
Условимся считать, что линия, соединяющая между собой точ-
ки Л и £ диаграммы, соответствует некоторому термодинамичес-
кому процессу перехода состояния воздуха из точки Л в точку Б.
Если через точку Л провести линию АБ по d=const, то про-
цесс Л—Б будет характеризовать нагревание воздуха в калори-
ферах (воздухонагревателях). В этом процессе влагосодержа-
ние воздуха остается постоянным, но температура и энтальпия
увеличиваются, а относительная влажность уменьшается.
Если через точку Л провести линию Л В по d—const вниз до
пересечения ее с линией <р=100%, то процесс Л—В представляет
изменение состояния воздуха в точке А при его охлаждении до
температуры /в в воздухоохладителе. Точка В называется точкой
росы для воздуха, имеющего состояние, характеризуемое точкой
Л, а температура /в — температурой точки росы (tp).
Если воздух состояния в точке Л увлажнять рециркуляцион-
ной водой, т. е. без подвода и отвода тепла, то процесс А—Г бу-
дет происходить при постоянной энтальпии и на /—d-диаграмме
изобразится линией /=const. Если провести через точку Л ли-
нию /=const до пересечения с линией насыщения <р= 100%, то
получим точку / и проходящую через нее линию температуры /г-
Эта точка называется точкой мокрого термометра, а температура
tr—температурой мокрого термометра tM, или предельной тем-
пературой адиабатического охлаждения воздуха.
Каждая линия постоянной энтальпии влажного воздуха
/=const пересекает линию насыщения ф=100% в одной вполне
определенной точке tM. Все точки, лежащие на одной какой-ли-
бо линии /=const, характеризующие воздух различного состоя-
42
Рис. 22. Некоторые характерные точки на I — d-диаграмме
ния, имеют одну и ту же постоянную температуру мокрого тер-
мометра
При точном вычислении линий постоянной температуры по
мокрому термометру они не вполне совпадают с линиями посто-
янной энтальпии. Но для обычных практических расчетов их
можно считать совпадающими. Если этот же воздух, имеющий
состояние, характеризуемое точкой Л, подвергнуть насыщению
водяными парами при /=const, то его состояние при полном на-
сыщении определится пересечением линии /д с линией <р = 100%
в точке Д. Точка Д называется точкой изотермического
43
увлажнения воздуха состояния в точке А. Как видно из рис. 22,
в процессе А—Д влагосодержание и энтальпия воздуха будут
увеличиваться при постоянной температуре (/a —const).
Парциальное давление водяных паров для воздуха, имеюще-
го состояние, характеризуемое точкой А, определится точкой рд>
лежащей на пересечении линии dA с линией парциального давле-
ния.
Кроме процессов обработки воздуха с постоянными d, I или t
воздух может подвергаться политропической обработке, напри-
мер процессы А—Е или А—-Ж. В процессе А—Е будет происхо-
дить охлаждение и осушка воздуха, а в процессе А—Ж •— увлаж-
нение и нагревание.
Необходимо отметить, что каждый процесс обработки возду-
ха на I—d-диаграмме изображается линией, соединяющей точ-
ки, соответствующие состоянию воздуха в начале и в конце про-
цесса.
Параметры смеси воздуха могут быть определены аналити-
ческим способом или графически при помощи I—d-диаграммы.
Если требуется смешать Gj кг воздуха с параметрами Л, db Ц
и G2 кг воздуха с параметрами t2, d2 и /2» то аналитически пара-
метры смеси 'воздуха GCM могут быть получены из уравнений ба-
ланса тепла и баланса влаги:
температура смеси, °C
4м = . (22)
влагосодержание смеси, г/кг
(23)
17 CM
энтальпия смеси, ккал/кг
= (24)
^СМ
Точку смеси двух объемов воздуха с разными параметрами на
7—.d-диаграмме можно найти следующим образом (рис. 23). Для
каждого состояния воздуха находят соответствующую точку, на-
пример точку А, отвечающую Gi кг воздуха с параметрами Л, <рь
db 7i, и точку £, отвечающую G2 кг воздуха с параметрами 6.
Ф2, d-2, Тогда, обозначая пропорцию смеси n=Gx/G2 и деля на
G2 числитель и знаменатель правой части уравнений (23) и (24),
соответственно получим выражения для влагосодержания, г/кг
я _ 4" ^2
wCM — п + j
и энтальпии, ккал/кг
г _____
см “ п + 1 *
44
j
Рис. 24. Нахождение точки смеси
в области тумана
Рис. 23. Нахождение смеси двух объе-
мов воздуха с разными параметрами
Решая эти уравнения относительно и, имеем
И - ^СМ ♦
асм-^ ’
(25)
(26)
'СМ '1
Это и есть уравнения прямой линии, проходящей через точки
At Б и С. Следовательно, точка смеси С лежит на прямой АБ и
делит эту линию на отрезки, обратно пропорциональные массе
воздуха каждой из составных частей, т. е.
БС G1
fb AC Ga '
а
Таким образом, чтобы на прямой АБ найти точку смеси С,
нужно прямую АБ разделить на количество частей п+1 и от
точки А отложить отрезок, равный одной части, входящей п час-
тями в смесь.
Найдя на линии АБ точку смеси С (см, рис. 23), остальные
параметры /См» /см, dCM читают по I—d-диаграмме (см. пример
6). Точка смеси всегда ближе к параметрам того воздуха, сухая
часть которого имеет большую массу.
При смешивании двух количеств ненасыщенного воздуха с
состояниями, соответствующими точкам А' и Б' (рис. 24), может
случиться, что прямая А' Б' пересечет кривую насыщения
ф_ 100% и точка смеси С окажется в области туманообразова-
ния. Такое положение точки смеси С показывает, что в резуль-
тате смешивания будет происходить выпадение влаги из воздуха.
Точка смеси С' при этом перейдет в более устойчивое состояние
45
на кривую насыщения <р= 100% в точку С; при этом на каждый
килограмм воздуха смеси выпадает de'—de грамм влаги.
Необходимо помнить, что при смешивании двух или несколь-
ких количеств воздуха в расчетах должны участвовать массы
смешиваемого количества воздуха, а не их объемы.
§ 9. Характерные случаи изменения
состояния воздуха
В практике процессы изменения состояния воздуха протекают
при выделении или поглощении тепла и влаги.
Пусть, например, воздух с начальным состоянием, характе-
ризующимся точкой А с параметрами /д, фд, dAl 1А, требуется до-
вести до состояния, характеризующегося точкой Б с параметрами
t б , <?б у d& и /б -
Количество тепла, необходимое для протекания процесса,
ккал/ч
<2п=О(/б-/д),
а количество влаги, кг/ч
W^G(db-dA),
(27)
(28)
где G — количество воздуха, участвующего в процессе, кг/ч.
Разделив уравнение (27) на уравнение (28), получим
Qn
~0,001(dB — dA) “ O.OOUd •
(29)
Рис. 25. Тепловлажностные процессы
обработки воздуха на /—d-диаграмме
Такой процесс изменения со-
стояния воздуха, когда одно-
временно происходит прираще-
ние пли потеря тепла и влаги,
называется тепловлажносхным
процессом. На I—d-диаграмме
этот процесс можно изобразить
лучом, соединяющим точки, ха-
рактеризующие начальное и ко-
нечное состояния воздуха, и по-
казывающим, какое количество
тепла получает или отдает 1 кг
обрабатываемого воздуха. Гра-
фически на I—d-диаграмме
этот процесс характеризуется
отношением приращения орди-
нат Д/к приращению абсцисс
Ad. Отношение е в формуле
(29) представляет собой угло-
46
вой коэффициент луча (линии) в косоугольной системе коорди-
нат. Прямая, которая определяется угловым коэффициентом е,
называется лучом тепловлажностного процесса. Величина е из-
меряется в килокалориях на килограмм влаги.
Рассмотрим некоторые случаи изменения состояния воздуха
(рис. 25).
Первый случай. Воздух, характеризуемый точкой А, до-
водится до состояния, характеризуемого точкой Б. При этом
воздухом поглощается одновременно тепло и влага, причем 7б >
>/а и de >dA. В этом случае направление искомого луча про-
цесса будет характеризоваться отношением
<4= А -1000>0
и соответствовать нагреванию и увлажнению .воздуха.
Второй случай. Начальное состояние воздуха характе-
ризуется той же точкой А и теми же параметрами, а конечное
состояние — точкой В с параметрами /в =/д и de >dA.
Так как процесс увлажнения воздуха проходит при постоян-
ной энтальпии, то направление луча процесса
е2 = 4В~СА • Ю00- °-1000 = 0
2 de~dk de~dk
п соответствует изоэнтальпическому увлажнению воздуха.
Третий случай. Начальное состояние воздуха то же, а ко-
нечное состояние характеризуется точкой Г с параметрами
/г <7д и dr =dA, т. е. процесс проходит при постоянном влаго-
содержании с направлением вниз от точки А, так как /а>/г.
Направление луча процесса в этом случае будет
/г — К /г — К
е3 = ~ -1000 = - • 1000 - — оо.
dr~dh 0
Четвертый случай. Воздух (точка А) отдает тепло
(/л</а) и влагу (с1д<^а), т. е. проходит процесс охлаждения
и осушения воздуха. Направление луча процесса
= 'Д~/А 1000 = • 1000 > 0.
4 <*Д-ЙА ~Дб(
Так как приращения тепло- и влагосодержания имеют отри-
цательные значения, то направление луча процесса будет от точ-
ки А к точке Д.
Пятый случай. Воздух (точка А) отдает влагу ((1е<^а)
при постоянной энтальпии (/е=/д=сопз1), т. е. протекает про-
цесс осушки воздуха при помощи абсорбентов. Направление лу-
ча процесса
5 = —т- • 1000 = , \ - • 1000 = 0.
dE-JA dE - d а
47
Но так как приращение влагосодержания будет отрицатель-
ным, то направление луча процесса будет от точки А к точке Е.
Шестой случай. Воздух (точка Л) подвергается нагре-
ванию в калориферах при постоянном влагосодержаний (dx =
=dA=const). Так как /ж>/д, то направление луча процесса
е6 = ~'А. - 1000 =* /ж~/л -1000 = 4- со.
“ж — “л и
Так как приращение энтальпии положительное, то направле-
ние луча процесса будет вверх от точки А.
Следовательно, лучи процессов е наглядно характеризуют
тепловлажностные процессы, протекающие в кондиционируемом
помещении или кондиционере.
§ 10. Угловой масштаб
Непосредственное использование для практических расчетов
углового коэффициента е на I—d-диаграмме весьма затрудни-
тельно, так как этот коэффициент определяется в косоугольной
системе координат и не соответствует тангенсу угла наклона лу-
ча в прямоугольной системе. Поэтому на практике применяют так
называемый угловой масштаб, который представляет собой по-
строенный на I—d-диаграмме пучок расходящихся лучей с из-
вестными угловыми коэффициентами. Это позволяет через лю-
бую точку на /-d-диаграмме провести луч с заданным угловым
коэффициентом параллельно соответствующему лучу углового
масштаба.
Угловой масштаб строится следующим образом. В соответ-
ствии с формулой (29) определяются значения угловых коэффи-
циентов пучка прямых, выходящих из точки А с параметрами
воздуха /A=dA=0. Тогда е=/б/(0,001 ds ) ккал/кг влаги. При-
няв для de какое-либо постоянное значение, например de =
= 10 г/кг, получим е=/б ,0,01 ккал/кг влаги. Изменяя энталь-
пию через какой-нибудь интервал, например через 1 ккал/кг, по-
лучим ряд точек Б[, Б2 и т. д. с параметрами ds, ==10 г/кг,
/б, =1 ккал/кг; =10 г/кг,/б, =2 ккал/кг и т. д. Для каж-
дого из лучей АБ{, АБ2 и т. д. вычислим значения угловых коэф-
фициентов, ккал/кг влаги
61 = /Бм/0,01 = 1/0,01 = 100; е2 = /б2/0,01 = 2/0,01 = 200.
Теперь лучи углового масштаба могут быть проведены из точ-
ки А в точки Б1, Б2 и т. д., ио для того чтобы не затемнять /—d-
диаграмму, их не наносят, а значения е выносят на поля диаграм-
мы (см. приложение 10).
Пользуясь угловым масштабом /—d-диаграммы, можно по
данным е, т. е. Q/W, определить направление луча, по которому
протекает процесс, или же наоборот, по заданному направлению
48
луча определить удельный расход тепла на 1 кг влаги. Напри-
мер, если в помещении выделяется тепла Q=1000 ккал/ч и вла-
ги Н/=10 кг/ч, то тепловлажностное отношение будет характе-
ризоваться угловым коэффициентом е=100 ккал/кг.
§ 11. Примеры пользования 1—d-диаграммой
На I—d-диаграмме по любым двум параметрам воздуха: i и
<р, или Ind, или t и d, или / и / и т. д. (кроме d и рп) можно
определить остальные параметры. Энтальпия измеряется по вер-
тикали от ближайшей линии 7 = const, влагосодержание d — по
горизонтали от ближайшей линии d=const, температура t—по
вертикали между соседними линиями t = const, относительная
влажность <р — по /=const между соседними линиями ср=const.
Необходимо помнить, что для получения хороших результа-
тов графические расчеты необходимо производить на I—d-диа-
грамме достаточно больших размеров.
Пример 3. Температура воздуха в цехе /в = 20°С. Относительная
влажность ф=50%. Определить, пользуясь I — d-диаграммой, все остальные
параметры, т. е. d, 7, рп, tp, /ы.
Решение. На диаграмме (рис. 26) находим изотерму, соответствующую
20°С, а на пересечении ее с линией tp = 50% — точку А, характеризующую
данное состояние воздуха. Для определения dA измеряем расстояние от най-
денной точки по горизонтали до ближайшей линии d = const. В нашем слу-
чае ближайшей является d = 7 г/кг, и она отстоит от найденной точки на
4 мм. Следовательно, при масштабе Md = 0,1 г/мм получим dA = 7 + 4-0,1 =
= 7,4 г/кг.
Для определения 7А измеряем расстояние от найденной точки по верти-
кали до ближайшей линии 7 = const. В нашем случае ближайшей является
/ = 9 ккал/ч, она отстоит от найденной точки тоже на 4 мм. Следовательно,
при масштабе Mi = 0,07 ккал/мм получим /А = 9 4-4-0,07 = 9,28 ккал/кг.
Для определения рп в точке А проводим вертикальную прямую по d =
= const до пересечения с линией парциального давления пара и измеряем
расстояние полученной точки от ближайшего значения рп = 8 мм рт. ст. Это
расстояние равно 6 мм. Пользуясь масштабом парциального давления пара
1 мм = 0,125 мм рт. ст., вычисляем искомое парциальное давление водяного
пара в точке А
рп = 84-0,125-6 = 8,75 мм рт. ст.
Точка росы определится, если проведем линию d = 7,4 г/кг = const до
пересечения с ф = 100%. В нашем случае находим, что tP = 9,2°С.
Точка С насыщения влагой для воздуха состояния в точке А находится
иа пересечении изотермы t = 20°С с линией ф = 100%, в которой de =
= 14,8 г/кг и 7с = 13,7 ккал/кг.
Температура мокрого термометра и предельная температура нзоэнталь-
пического охлаждения воздуха состояния в точке А будут на пересечении /А =
= 9,28=const с ф=Ю0%- В этом случае /М=13,7°С.
Пример 4. Какую относительную влажность ф можно допустить в по-
мещении при условии отсутствия конденсации водяных паров на перекрытии,
если температура наружного воздуха 7П = —20°С, коэффициент теплопере-
дачи перекрытия k = 1,2 ккал/(м2-ч-°С) и температура в цехе /в = 17°С?
Решение. Температуру на внутренней поверхности перекрытия /в.п опреде-
ляем, пользуясь формулой теплового баланса
Из этой формулы
49
30
25
12 15
2 1
5
сухого воздуха
6
I
О 3
12 «
rf, фг
/—d-диаграммой
8-1
тЗ
t^fO.2
^9' t и *13,7
8
длагосоВержжие
р»е. 26. Пр««Ч>“ по»»»"™”
*"В- И С*в
яяа 7,5 ккал/См’-п-’С). получим
Принимая an n7_(_-20)] = U.2°C-
t =17-------ГС1
lB. П <5°
SO
Температура /в.п должна быть на 1СС выше точки росы, следовательно
fp = 11,2 — 1 = 10,2°С. Находим на 1 — d-диаграмме (рис, 26) точку В,
соответствующую /р = 10,2°С и <р = 100%, и проводим из нее вверх по d —
=const прямую до пересечения с изотермой tB=17°C. В точке Г имеем
Ф = 65%.
Пример 5. Определить массу сухой части влажного воздуха, если
даны объем влажного воздуха 1% — 5000 м3 и его параметры: t = 20°С;
ф = 50% и ре = 745 мм рт. ст.
Решение, При заданных параметрах воздуха по / — d-днаграмме нахо-
дим точку А (рис. 26), а потом рп = 8,75 мм рт. ст. Затем по формуле (17)
находим
Тс = 0.4657*5 ~8.75- = 1Дб8 кг/м,
Z/o ZU
Общая масса сухой части во влажном воздухе объемом 5000 м3
Gc —500')-1,168 — 5840 кг.
«=> 1,177 кг/м3;
Если же определить объемную массу влажного воздуха, то по формуле
(19) находим
= 0,465-745 — 0,176-8,75
*в 273 + 20
общая масса его составит
Gfi - 5000-1,177 5885 кг.
Следовательно, разница в массе влажного воздуха и его сухой части со-
ставит
Ов — Gc = 5885 — 5840 = 45 кг,
т. е. менее 1%. Поэтому в практике не вычисляют массу сухой части воздуха,
а пользуются массой влажного воздуха.
Пример 6. Найти параметры смеси воздуха, если смешиваются —
= 4500 кг воздуха, имеющего параметры = 20°С и (pi = 65%, с Gz =
= 1500 кг воздуха, имеющего параметры t2 — 30°С и фа — 45%.
Решение. Находим на / — d-диаграмме (рис. 26) точку Д, соответствую-
щую параметрам — 20°С и <pj = 65%, и точку £, соответствующую пара-
метрам t2 — 30°С и ф2 = 45%, и соединяем эти точки прямой ДЕ.
Находим отношение массовых частей смеси воздуха
л — Gi/Ga = 4500/1500 = 3.
Измеряем длину отрезка ДЕ (в данном случае 42 мм) и делим ее на
(я 4- 1)= 3 + 1 — 4 части. Откладываем отрезок, равный единице (в дан-
ном случае 42 :4 — 10,5 мм от точки Д), и находим точку Ж, которая опре-
деляет параметры смеси:
/см=22,5°С; <Рсм=60%; /см=11,8 ккал/кг; dCM=10,3 г/кг.
Найденная точка смесн всегда находится ближе к параметрам той части
смешиваемого воздуха, которая имеет большую массу, в данном случае к воз-
духу первого состояния (точка Д).
Эта задача может быть решена и аналитическим способом [по формулам
(22), (23) и (24)], например:
4~ _ 4500-20 + 1500-30 __5Г(2‘
С“ G™ 4500 4- 1500 ’ ’
51
Gxdy 4- Gsd3 _ 4500-9.7 +1500-12
GCM 6000
ZCM = ^ ±Gj^ = 4500-10,8 + 1500-14,8 = П8 ккал/кГ>
Gcm 6000
т. e. получились те же результаты.
Пример 7. В воздух помещения объемом V — 5000 м3 с параметрами
t — 20°С, у = 1,168 и <р — 50% выделяется Q = 7700 ккал/ч тепла и
117 = 35 кг/ч влаги, испаряющейся из открытой емкости с температурой жид-
кости /ж = 80°С. Определить и нанести на I — d-диаграмму луч процесса,
характеризующий поглощение тепла и влаги воздухом помещения, опреде-
лить конечные параметры воздуха в помещении.
Решение. На пересечении изотермы I = 20°С и линии ср ~ 50% находим
точку А (рис. 26) начального состояния воздуха и его остальные параметры:
d& — 7,4 г/кг и /а = 9,28 ккал/кг.
Пар, поступающий в помещение при = 80°С, имеет энтальпию
/п ~ 597,3 + 0,44-80 = 632 ккал/кг водяного пара.
Скрытое тепло составит
Qc = ZnW = 632-35 = 22 120 ккал/ч.
Полное количество тепла, поступающее в помещение, будет равно
<?п = <?я + Qc = 7700 + 22 120 = 29820 ккал/ч.
Угловой коэффициент, или луч тепловлажностного процесса, определим
по формуле (29)
е = --9"- = 29820„ = 852 ккал/кг.
W 35
На полях I — d-диаграммы находим луч е = 852 ккал/кг и параллельно
ему из точки А проводим луч процесса — прямую AJ7, которая и будет ха-
рактеризовать процесс изменения состояния воздуха в помещении за счет
одновременного поглощения тепла и влаги.
Для определения конечных параметров воздуха в помещении находим
приращение влаги (либо тепла) на 1 кг воздуха помещения. Для этого опре-
деляем массу воздуха
Gc = Vy -= 5000 -1,168 = 5840 кг.
Приращение влаги иа 1 кг воздуха
Ad = (35-1000)75840 = 6 г/кг.
Следовательно, конечное влагосодержание воздуха
dK = 7,4 + 6 = 13,4 г/кг.
На Z — d-диаграмме находим точку пересечения луча с линией влагосо-
держания воздуха dK = 13,4 г/кг. Это и будет точка К, характеризующая
конечные параметры воздуха помещения. В этой точке воздух будет иметь
параметры:
ZK = 25,3°С; *= 63%; = 13,4 г/кг; 7К = 14,4 ккал/кг.
52
Проверим аналитическим способом правильность определенных по
I — d-диаграмме конечных параметров воздуха, например энтальпии /к.
Приток тепла в данном процессе составляет 29 820 ккал/ч, и приращение
тепла на 1 кг воздуха составит
Д/ = 29 820/5840 5,1 ккал/кг.
Следовательно, энтальпия воздуха
7К = 9,28 + 5,1 = 14,38 ккал/кг,
т. е. совпадает с данными точки К, полученными по / — d-диаграмме.
Пример 8. Воздух массой 1000 кг с параметрами t = 25°С и ф = 15%
увлажняется 7 кг насыщенного пара с давлением 3 кгс/см2. Определить конеч-
ные параметры увлажняемого воздуха.
Решение. На пересечении изотермы t = 25°С и линии ф — 15% находим
точку М (рис- 26) и ее параметры:
dM=3 г/кг и /м = 7,8 ккал/кг.
Количество тепла, содержащееся в паре,
Q = 7(597,3 + 0,44-132,88) = 4590 ккал.
Приращение энтальпии воздуха
Д/ = 4590/1000 = 4,59 ккал/кг.
Приращение влагосодержания
Ad = 7-1000/1000 = 7 г/кг.
Угловой коэффициент луча процесса
е = 4,59/(7-0,001) = 655 ккал/кг влаги.
Найдя на I—d-диаграмме луч углового масштаба е = 655 ккал/кг влаги,
проводим параллельно ему чер-ез точку М луч, характеризующий тепловлаж-
ностный процесс. Точка //, определяющая конечное состояние увлажняемого
воздуха, находится на пересечении луча процесса с прямой влагосодержания
воздуха:
dH = dM + Ad = 3 + 7 = 10 г/кг.
Остальные параметры воздуха в точке И определяются по диаграмме:
% = 26°С; фн = 47%; 7н = 12,4 ккал/кг.
В заключение следует отметить, что кроме /—d-диаграммы в
технике кондиционирования воздуха применяются и другие ди-
аграммы влажного воздуха, например: I—/; d—t.
Диаграмма, построенная в системе d—/-координат и получив-
шая распространение в США, так называемая психрометричес-
кая диаграмма, представляет собой графическую зависимость
температур воздуха по сухому и мокрому термометрам, темпера-
туры точки росы и относительной влажности воздуха при задан-
ном барометрическом давлении.
53
Глава IV
ТЕПЛО- И ВЛАГООБМЕН МЕЖДУ ВОЗДУХОМ
И ВОДОЙ
§ 12. Основные положения
В СКВ широко применяются различные устройства, в кото-
рых воздух обрабатывается непосредственным контактом с во-
дой. К таким устройствам относятся оросительные форсуночные
камеры и орошаемые насадки. Они позволяют изменять пара-
метры воздуха в широком диапазоне. В теплый период года воз-
дух можно охлаждать и осушать, охлаждать при постоянном
влагосодержании, охлаждать и увлажнять его. В холодный пе-
риод года применяют изоэнтальпическое увлажнение, контакт-
ный нагрев и увлажнение воздуха.
Процессы тепло- и массообмена в устройствах для кондицио-
нирования воздуха зависят в основном от явлений теплопровод-
ности, диффузии и конвекции. Лучистый теплообмен в связи с
незначительным влиянием, как правило, не учитывается. Для
переноса тепла и массы необходимо различие потенциалов в раз-
ных точках среды. В качестве характеристики потенциала для
переноса тепла принята температура, для переноса массы (во-
дяного пара) —парциальное давление водяных паров. Следова-
тельно, разность температур отдельных точек среды определяет
перенос тепла, а различие парциальных давлений — перенос мас-
сы. В общем случае изменения температур и парциальных дав-
лений протекают различно как в пространстве, так и во време-
ни. Для упрощения обычно принимают условие о стационарности
процессов переноса, т. е. постоянстве во времени потенциалов в
различных точках системы и ограничении их изменения только
одной пространственной координатой.
При непосредственном контакте воздуха с капельками раз-
брызгиваемой воды или смоченной поверхностью различных на-
садок либо слоев изменение состояния воздуха будет зависеть
от температуры воды.
Если температура воды ниже температуры воздуха по мокро-
му термометру, но выше температуры точки росы, то температу-
ра воздуха, приходящего в соприкосновение с водой, будет пони-
жаться. При этом вследствие испарения влаги влагосодержа-
ние воздуха будет увеличиваться, а энтальпия понижаться.
Уменьшение энтальпии объясняется тем, что количество скрытого
тепла, поступающего в воздух с водяными парами, будет меньше,
чем количество явного тепла, отданного воздухом при контакте
с водой на повышение температуры неиспарпвшейся воды.
Если температура воды ниже температуры точки росы охлаж-
даемого воздуха, то воздух будет охлаждаться и осушаться.
Если температура воды равна температуре точки росы возду-
ха не насыщенного водяными парами, будет происходить охлаж-
54
дение без влагообмена, т. е. без выпадения конденсата или
увлажнения воздуха. Это обусловлено отсутствием потенциала
для переноса влаги, поскольку парциальные давления водяных
паров в воздухе и в пограничном слое над поверхностью воды
одинаковы. В I—^-диаграмме такой процесс обработки воздуха
изображается прямой, направленной по линии d=const.
Если обрабатывать воздух рециркулируемой водой без охлаж-
дения или подогрева последней, то вода вскоре приобретет пос-
тоянную температуру, равную температуре мокрого термометра,
так как тепло, отданное воздухом, полностью расходуется на
испарение воды. Пары воды, поступающие в воздух, возвращают
ему это тепло, но только в скрытом виде. Процесс обработки воз-
духа идет при I=const.
Таким образом, воздух понижает температуру, отдавая явное
тепло при контакте с водой, и увлажняется. Энтальпия воздуха
в этих процессах остается практически неизменной, поэтому та-
кие процессы тепло- и влагообмена принято называть изоэнталь-
пическими (адиабатическими).
§ 13. Уравнение теплообмена между воздухом и водой
при непосредственном контакте
В оросительных камерах кондиционеров, широко применяе-
мых для охлаждения и осушения воздуха, при отсутствии тепло-
обмена с окружающей средой должно существовать равенство
между количеством тепла, отданным воздухом, и количеством
тепла, воспринятым водой, т. е.
GK(/H — /к) = W c(twK — (30)
где Ск—количество воздуха, проходящее через оросительную
камеру, кг/ч; /н, /к—начальная и конечная энтальпии воздуха,
ккал/кг; W — количество воды, контактирующей с воздухом,
кг/ч; с -массовая теплоемкость воды, равная 1 ккал/(кг-°С)
(далее в расчетах опускается); — конечная и начальная
температуры воды, °C.
Разделив обе части уравнения (30) на GK, получим
U7
= — ^wzh)- (31)
Отношение W/GK называется коэффициентом орошения и по-
казывает, какое количество воды, разбрызгиваемой в ороситель-
ной камере, приходится на 1 кг воздуха, проходящего через ка-
меру.
Обозначив I#7GK через ц и подставив в уравнение (31), по-
лучим
= --^W’h)’ (32)
55
В общем случае полное количество тепла, обмененное между
воздухом и водой и отнесенное к 1 м2 поверхности контакта в
условиях оросительных камер кондиционеров,
Qn = Q« + Qc, (33)
где Qu — полное количество тепла, ккал/(м2-ч); QH — количест-
во явного тепла, ккал/(м2 • ч); Qc — количество скрытого тепла,
ккал/(м2-ч).
Явный теплообмен происходит при разности температур
вследствие теплопроводности, конвекции и излучения. Воздух
обладает малой теплопроводностью. Теплообмен излучением в
кондиционерах также незначителен и в практических расчетах
не учитывается. Поэтому под явным теплообменом, происходя-
щим в кондиционерах, в дальнейшем будем понимать только теп-
ло, переданное конвекцией.
Скрытый теплообмен определяется теплотой парообразования
и происходит в результате поглощения воздухом или выделения
из него влаги вследствие разности парциальных давлений.
Тепловой поток, т. е. количество тепла, переданное конвек-
цией,
Q« = aK(4 —М- (34)
Поток влаги, т. е. количество обмененной влаги в процессе
контакта воздуха с поверхностью воды при нормальном баромет-
рическом давлении, определится уравнением
^ = ₽(^-Рп), (35)
где QH — количество тепла, переданное от воды воздуху,
ккал/(м2*ч); ак — коэффициент конвективного теплообмена,
ккал/(м2 ч • °C); tB — температура воздуха, °C; tw — темпера-
тура поверхности воды, °C; W — количество обмененной влаги,
кг/(м2 ’ ч); р — коэффициент влагообмена, кг/(м2 - ч); рв — пар-
циальное давление водяных паров в пограничном слое воздуха у
поверхности воды, мм рт. ст.; рв— парциальное давление водя-
ных паров в пограничном слое воды, мм рт. ст.
Так как парциальное давление водяных паров в воздухе явля-
ется однозначной и почти линейной функцией его влагосодержа-
ния, в дальнейшем удобнее пользоваться не разностью парци-
альных давлений, а разностью влагосодержаний.
Поскольку кондиционеры работают в области сравнительно
низких температур (в пределах до 20°С), можно приближенно
принять
= ~ const.
«В — Он
Подставив рв—Ри уравнение (35), получим количество об-
56
мененной влаги в процессе контакта воздуха с поверхностью
воды
(36)
где dB — влагосодержание в основной массе воздуха; dH — вла-
госодержание воздуха в пограничном слое, т. е. при температуре,
равной температуре поверхности воды и при полном насыщении
воздуха водяными парами;
(37)
Количество скрытого тепла, обмененного между воздухом и
водой, составит
Qc = HF=rm-4). (38)
где г=597,3—0,56 tw — теплота испарения воды при tw, ккал/кг.
В результате такого влагообмена при tw>tz будет происходить
испарение воды в воздух, а при tw<tB — конденсация на поверх-
ности воды водяного пара из воздуха.
Полное количество тепла, переходящее от воды к воздуху при
Qn = Qh + Qc = uk (tw — tn) -|- /'pz (du — dB). (39)
В тех случаях, когда /в>Лу и тепло переходит от воздуха к
воде, полное количество тепла
Qn = <2я + Qc =- ак(*в — М + r$'(dB — d„)
или
Qn = r ^(4-M + r(rfB-rfH) . (40)
Уравнение (40) может применяться во всех случаях, если
условно считать тепловой поток от воздуха к воде положитель-
ным, а от воды к воздуху — отрицательным.
Для процессов изоэнтальпического увлажнения воздуха аме-
риканским ученым Льюисом получен вывод о постоянстве отно-
шения между коэффициентами тепло- и влагообмена и о равен-
стве этого отношения массовой теплоемкости влажного воздуха,
т. е.
ак 0' ~ с = 0,24 + 0,44rfB. (41)
В дальнейшем этот вывод был распространен и на другие про-
цессы при непосредственном контакте воздуха и воды. Результа-
ты исследования различных контактных аппаратов показали,
что в определенных условиях соотношение (41) применительно
57
к средним по поверхности контакта значениям коэффициентов
тепло- и массообмена не соблюдается.
Подставив значения г и (Хк/р7 из уравнения (41) в уравнение
(40), получим
Q„ = ₽'{0,24/в + (597,3 + 0,444)d„ - [0,246г + (597,3 +
+ 0,44Лт^)с?н] — twldn — О
или
Qn = H('B- Лг)-М^в-4)], (42)
где /в и Iw — энтальпия влажного воздуха соответственно при
1в И tw.
Слагаемое tw(dB— dH) по сравнению с (ZB—Iw) очень незна-
чительно (около 0,5%). Поэтому уравнение (42) можно предста-
вить в виде
Qn=P'(4-/^). (43)
Уравнения (42) и (43) позволяют определить только энталь-
пию воздуха после его обработки, т. е. один из двух параметров,
минимально необходимых для характеристики состояния возду-
ха. Для определения второго параметра воздуха исходим из сле-
дующего: если количество воздуха GK с /в и dB вступает в кон-
такт с водяной поверхностью, имеющей температуру tw, то для
данного процесса действительны уравнения
Qn= GK[IB — /viz) и W = GK(dB— dw).
Разделив левую и правую части первого уравнения на соответ-
ствующие части второго, получим
Qn __ 1в~ __ Ы
К' ~dB—dw — bd
Уравнение (44) в координатах I—d-диаграммы влажного воз-
духа определяет угловой коэффициент е прямой, проходящей
через точку с параметрами /в, dB, характеризующую начальное
состояние воздуха, и через точку Iw, dw, характеризующую со-
стояние воздуха при температуре воды tw и относительной влаж-
ности (р=100%.
Кроме того, из уравнения (44) вытекает, что в случаях непо-
средственного взаимодействия воздуха с водой при /w=const
процесс изменения состояния воздуха изображается на I—d-ди-
аграмме отрезком прямой, которая определяет процесс измене-
ния состояния воздуха во время его взаимодействия с водой.
В приведенных выводах исходят из того, что за время взаимо-
действия воздуха с водой энтальпия Iw и влагосодержание dw-
являются постоянными. В реальных условиях (в оросительных
камерах кондиционеров) температура воды изменяется в преде-
58
лах 3—4°С, и линия, отображающая процесс тепловлагообмена
на I—d-диаграмме, будет иметь некоторую кривизну. Однако в
пределах тех небольших изменений температур воды tw* с кото-
рыми приходится иметь дело в практике кондиционирования
воздуха, указанными изменениями можно пренебречь.
§ 14. Процессы обработки воздуха водой
Пусть точки А и Б (рис. 27) представляют начальное и ко-
нечное состояния воздуха. Процесс изменения состояния воздуха
изобразится некоторой непрерывной линией АБУ соединяющей
эти точки. На рис. 27 для примера показаны три таких процесса:
1) воздух может быть сначала подогрет (точка а затем
увлажнен и доведен до конечного состояния в точке Б\ 2) воздух
сначала может быть увлажнен (точка Б2), а затем подогрет до
конечного состояния в точке Б\ 3) воздух подогревается и увлаж-
няется одновременно (прямая АБ).
Возможны семь характерных процессов взаимодействия воз-
духа с водой постоянной температуры tw (рис. 28). Они пред-
ставлены семью лучами, лежащими в пределах криволинейного
треугольника АБВ, у которого одной стороной является кривая
насыщения ф =100%, а двумя другими — касательные к этой
кривой, проведенные из точки А начального состояния воздуха.
Любой процесс взаимодействия воздуха с водой постоянной тем-
пературы изобразится лучом, находящимся в. пределах этого
треугольника, так как ни один луч, выходящий из точки А вне
треугольника, не может пересечься с кривой ф= 100%.
Процесс 1 протека-
ет при в этом слу-
чае воздух отдает тепло
воде, что приводит к сни-
жению температуры воз-
духа и сопровождается
конденсацией влаги, нахо-
дящейся в воздухе. Про-
цесс характеризуется ох-
лаждением и осушкой воз-
духа,
Процесс 2 протека-
ет при tw=ty по линии
d=const. Происходит ох-
лаждение воздуха без кон-
денсации влаги (сухое ох-
лаждение).
Процесс 3 протека-
ет при Здесь
тепло, отдаваемое возду-
хом воде, частично расхо-
Рис. 27. Построение процессов обработки
воздуха на I—^-диаграмме
59
7
Рис. 28. Изображение на /—^-диаграмме семи возможных процессов взаимо-
действия воздуха с водой постоянной температуры
дуется на испарение воды. Температура воздуха понижается, а
влагосодержание его возрастает, т. е. воздух охлаждается и
увлажняется.
При процессах 1, 2, 3 воздух обрабатывается холодной водой
с температурой ниже температуры мокрого термометра.
Процесс 4 протекает при tw=t^ по линии /=const. Воз-
дух охлаждается до энтальпия его не изменяется, так как
тепло, теряемое воздухом при теплообмене с охлаждающей его
водой, возвращается в воздух вместе с испарившейся влагой,
а влагосодержание увеличивается (процесс изоэнтальпический).
Процесс 5 протекает при Температура возду-
ха понижается, а тепло и влагосодержание увеличиваются. Воз-
дух будет охлаждаться и увлажняться.
Процесс 6 протекает при tw=tB по линии t=const. В этом
случае ни воздух, ни вода не изменяют своих температур. Тепло-
обмен между водой и воздухом отсутствует, происходит только
его увлажнение (процесс изотермический).
Процесс 7 протекает при tw>tD. Происходит передача
тепла от воды к воздуху. Воздух нагревается и увлажняется.
При процессах 5, 6, 7 воздух обрабатывается теплой водой с
температурой выше температуры мокрого термометра.
60
При контакте воздуха с водой невозможно осуществить сле-
дующие три прецесса: осушку и одновременное нагревание воз-
духа, нагревание воздуха без изменения влагосодержания, осуш-
ку воздуха без изменения его температуры. Все эти процессы
изображаются линиями, лежащими вне треугольника АБВ и не
могут быть осуществлены при непосредственном контакте возду-
ха с водой. Для получения процессов осушки воздуха при одно-
временном его нагревании применяется осушка и нагревание
воздуха путем контакта его с веществом, обладающим большой
абсорбционной способностью к влаге, например силикагелем.
Нагревание же воздуха без изменения его влагосодержания по-
лучается при помощи поверхностных воздухонагревателей.
§ 15. Эффективность теплообмена
в оросительных камерах
Как указывалось, процесс взаимодействия воздуха с водой
в оросительной камере при tw=const приводит к тому, что ко-
нечная температура воздуха будет равной температуре воды,
стекающей в поддон камеры, т. е. tB—tw (идеальный процесс).
Такой процесс изобразится отрезком прямой (рис. 29), соединя-
ющей точку Н (начальное состояние воздуха) с точкой W, лежа-
щей на кривой насыщения <р=1ОО°/о, соответствующей темпера-
туре воды twv
Однако в практике этот процесс не приводит к полному вырав-
ниванию температур, а в зависимости от количества воды и возду-
ха, вступающих в контакт j
в единицу времени, и дли-
тельности взаимодействия
воздуха с водой конечное
состояние воздуха оказы-
вается промежуточным
между точками И и W и
характеризуется, напри-
мер, точкой К(ф<100%),
которая соответствует ре-
альному процессу тепло-
обмена в оросительной ка-
мере. Поэтому реальные
процессы теплообмена бу-
дут отличаться от идеаль-
ных. Это отличие характе-
ризуется эффективностью
процесса теплообмена £,
показывающей отношение
реального теплообмена к рис 29. Изображение иа /—d-диаграмме
максимально возможному идеального и реального процессов теплооб-
в идеальном процессе. мена в камере кондиционера
М
(46)
(47)
(48)
Как видно пз построения реального и идеального процессов
в камере на I—d-диаграмме (рис. 29), эффективность процесса
может быть представлена любым из трех отношений:
р> НК dK dK /н I«г
HW /н — I’
где /и, ^н, 1н—соответственно температура, влагосодержание и
энтальпия воздуха в начале процесса, т. е. воздуха, поступаю-
щего в камеру; /к, dK, 1К—до же, в конце реального процесса,
т. е. воздуха, выходящего из камеры; tw, dw, Iw — то же, возду-
ха при температуре воды, соответствующей идеальному (теоре-
тическому) процессу.
Для определения коэффициента эффективности процесса
теплообмена можно принимать:
для процессов, протекающих по Z=const,
Е __ _ Ai Л< ,
для процессов, протекающих по / = const,
Al t ~~ At .
dH - Ai ----- W 1
для процессов, протекающих по J=const,
Z7 _ Al А
^d / ____/ 7 _/
'н ' vr
Для всех политропических процессов пользуются любым из
приведенных соотношений (45).
Отсутствие надежных способов вычисления пли эксперимен-
тального определения фактической поверхности контакта между
воздухом и каплями воды привело к необходимости оценки и
расчета форсуночных оросительных камер с помощью коэффи-
циентов эффективности теплообмена. Численные значения этих
коэффициентов для различного типа контактных аппаратов
определяют на основании испытаний.
В практике проектирования применяется несколько различ-
ных методов теплотехнических расчетов оросительных камер,
описание которых приведено в главе VII.
Глава V
РАСЧЕТ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 16. Исходные данные для проектирования
В исходных данных должны быть следующие сведения:
1. Район строительства.
2. Выкопировка из генерального плана с нанесением проекти-
руемого здания и существующих или проектируемых инженер-
62
ных коммуникаций (электросети, теплосети, водопровода, кана-
лизации, лнвнестоков).
3. Планы и разрезы здания с размещением технологического
оборудования и его технической характеристикой, а также де-
тальное описание строительных конструкций.
4. Краткое описание технологического процесса с указанием
числа смен, количества людей в каждом помещении по сменам.
5. Назначение СКВ (технологическое или комфортное). При
технологическом кондиционировании необходимо задание опти-
мальных параметров воздушной среды, требуемых для техноло-
гического процесса, с указанием амплитуды допустимых откло-
нений от заданных значений.
6. Подробные сведения об источниках выделения тепла, вла-
ги, газов, пыли и других производственных вредностей.
7. Данные о местных отсосах и объемах воздуха, удаляемого
ИМИ.
8. Сведения о теплоносителе для нагрева воздуха: давление
и температура пара либо давление и расчетные температуры в
подающей и обратных линиях водяной тепловой сети.
9. Данные о параметрах электросети.
10. Сведения о помещениях, которые могут быть использова-
ны для размещения оборудования СКВ.
11. Особые требования, предъявляемые к СКВ, если они име-
ются.
§ 17. Выбор параметров внутреннего воздуха
СКВ комфортного назначения рассчитываются на поддержа-
ние параметров воздуха в кондиционируемых помещениях, опти-
мальных для самочувствия находящихся в них людей. Парамет-
ры определяются условиями тепло- и влагообмена, которые, в
свою очередь, зависят от конституции человека, состояния его
здоровья, характера выполняемой им работы, нервного напря-
жения, одежды, а также от температуры, влажности, скорости
движения окружающего воздуха и других факторов. Учет всех
перечисленных выше условий для каждого конкретного случая
весьма затруднен. Нормами регламентированы значения опти-
мальных параметров воздуха для различных производственных,
общественных и жилых помещений (приложения 11 и 12).
Системы кондиционирования воздуха технологического на-
значения рассчитываются на поддержание параметров воздуха
в помещениях, оптимальных для проведения производственных
процессов, либо для хранения ценных материалов. В тех случаях,
когда технологические требования выходят за пределы санитар-
но-гигиенических норм, эти параметры должны согласовываться
с Государственной санитарной инспекцией.
При отсутствии специальных требований в местах установки
датчиков допускаются отклонения от оптимальных метеорологи-
63
ческих условий до ±1°С по температуре и ±7% —по относи-
тельной влажности воздуха. При применении местных кондицио-
неров-доводчиков или смесителей с индивидуальными регулято-
рами прямого действия допускается отклонение оптимальной
температуры в местах установки датчиков до ±2°С.
При выборе параметров воздуха в помещении необходимо
иметь в виду, что стоимость устройства и эксплуатации систем
кондиционирования воздуха неоправданно увеличится, если вы-
бранные значения температуры и влажности будут завышены
для холодного периода года или занижены для теплого.
§ 18. Выбор параметров наружного воздуха
Выбор расчетных параметров наружного воздуха определяет-
ся климатическими условиями местности, где будет работать
СКВ, и ее назначением.
В СНиП П-33-75 приведены расчетные значения температу-
ры и энтальпии (теплосодержания) воздуха для различных горо-
дов Советского Союза. Эти значения указаны для трех катего-
рий параметров климата: А, Б и В, которые определены следую-
щим образом.
Для холодного периода года:
параметры А — средняя температура и энтальпия воздуха,
соответствующая этой температуре и средней относительной
влажности самого холодного месяца в 13 ч дня;
параметры Б — средняя температура наиболее холодной пя-
тидневки и энтальпия воздуха, соответствующая этой температу-
ре и средней относительной влажности самого холодного месяца
в 13 ч дня;
параметры В — абсолютная минимальная температура и
энтальпия воздуха, соответствующая этой температуре и средней
относительной влажности воздуха самого холодного месяца в
13 ч.
Для теплого периода года:
параметры А — температура и энтальпия воздуха, более вы-
сокие значения которых в данном географическом пункте наблю-
даются в среднем 400 ч и менее в году. Расчетная температура
для параметров А соответствует средней температуре самого
жаркого месяца в 13 ч дня во всех пунктах, указанных в нормах,
кроме ряда пунктов в северных районах страны, где расчетная
температура на 1,5—2,5°С выше средней температуры самого
жаркого месяца;
параметры Б — температура воздуха, более высокое значение
которой в данном пункте наблюдается 220 ч и менее в году, и
энтальпия воздуха, более высокое значение которой наблюдается
200 ч и менее в году (в среднем по многолетним наблюдениям);
параметры В — абсолютная максимальная температура и со-
«4
ответствующая этой температуре энтальпия воздуха, зарегистри-
рованные наблюдениями за многолетний период в данном пункте.
В приложении 13 приведены расчетные параметры наружного
воздуха для некоторых городов СССР по данным СНиП 11-33-75.
СКВ рассчитываются на параметры Б. Параметры В прини-
маются в исключительных случаях при наличии обоснованных
технологических требований.
§ 19. Производственные вредности
В результате жизнедеятельности людей (биологических про-
цессов) и протекания технологических процессов в помещениях
выделяются различные «вредности», которые можно сгруппиро-
вать в следующие пять групп: теплопоступления, влаговыделе-
ния, вредные газы, производственная пыль и лучистое тепло. Для
локализации их и доведения до допустимых концентраций, в по-
мещениях должен быть организован определенный воздухообмен.
Количество выделяющихся вредностей и требуемый воздухооб-
мен в помещениях определяются общеизвестными методами,
принятыми в отопительно-вентиляционной технике.
Рассмотрим основные источники тепло- и влагопоступлений
в помещения.
Выделение тепла в помещения в теплый период года опреде-
ляются суммированием поступлений его через ограждающие
конструкции, от технологического оборудования, искусственного
освещения и от людей. Эти поступления, как правило, являются
переменными во времени, так как зависят от температуры на-
ружного воздуха, солнечной радиации и тепловыделений в поме-
щении. Поэтому необходимо составлять почасовой (или с интер-
валом в 2—3 ч) расчет поступлений тепла в помещение, в резуль-
тате которого может быть определена максимальная тепловая
нагрузка на СКВ и ее действие.
Средние амплитуды колебания температуры наружного воз-
духа в течение расчетных суток для городов европейской части
СССР составляют 11—14°С.
Тепло, выделяемое людьми, складывается из явного, т. е. пе-
редаваемого в воздух помещения конвекцией и лучеиспусканием,
и скрытого тепла, затрачиваемого на испарение влаги с поверх-
ности кожи и из легких. Соотношения между количеством явного
и скрытого тепла зависят от интенсивности мускульной работы,
производимой человеком, и от параметров окружающего возду-
ха. С повышением интенсивности работы и температуры окру-
жающего воздуха увеличивается доля скрытого тепла.
Тепло- и влаговыделения людьми в зависимости от темпера-
туры воздуха в помещении и интенсивности работы приведены
в приложении 14.
Количество явного тепла, выделяемого людьми в помещение,
Q*=qn, (49)
з
65
где q — количество явного тепла, выделяемое одним человеком,
ккал/ч (см. приложение 14); п— число человек в помещении.
Поступление тепла через наружные и внутренние ограждения
вследствие разности температур в помещении и наружного возду-
ха (или внутреннего в смежном помещении) в теплый период го-
да определяется теми же общими методами, что и теплопотери
в холодное время.
При расчете поступлений тепла через чердачные перекрытия
в летнее время следует учитывать, что на чердаке температура
более высокая, чем наружная, вследствие облучения крыши солн-
цем. Ориентировочно можно принимать температуру на чердаке
для местностей средней полосы СССР при стальных кровлях
45°С, а при этернитовых кровлях 35°С. Коэффициент теплопере-
дачи чердачного перекрытия для помещений, оборудуемых СКВ,
по технико-экономическим соображениям должен быть не более
0,6 ккал/(м2-ч-°С).
Значительные поступления тепла происходят через кровлю в
тех случаях, когда помещение имеет совмещенное покрытие. Эти
поступления для географических широт 50—55° можно прини-
мать ориентировочно равными 15 ккал/(м2-ч).
Поступления тепла от солнечной радиации * через световые
проемы часто бывают весьма значительны. Поэтому правильный
учет этих теплопоступлений, а также мероприятия по их сниже-
нию имеют большое значение при определении тепловой нагруз-
ки на СКВ.
Поступление тепла от солнечной радиации зависит от угла,
под которым солнечные лучи падают на поверхность, ориента-
ции по странам света облучаемой поверхности и пр. Тепло сол-
нечной радиации, поступая в помещение, нагревает пол, стены,
мебель, оборудование, а потом уже переходит в воздух помеще-
ния. Следовательно, нагревание воздуха в помещении запазды-
вает относительно времени поступления тепла. Расчет макси-
мальных поступлений тепла в кондиционируемые помещения
производится для расчетных суток, когда максимальная темпе-
ратура наружного воздуха равна расчетной для теплого пе-
риода. Как правило, согласно требованиям СНиП 11-33-75, эта
температура соответствует расчетным параметрам наружного
воздуха Б. В отдельных случаях, при наличии технологических
обоснований, допускается расчет по параметрам В. Параметры
А при расчетах систем кондиционирования воздуха применяются
очень редко в связи с низкой обеспеченностью заданных внутрен-
них параметров для многих населенных пунктов СССР.
Поступления тепла в помещения за счет солнечной радиации
и разности температур наружного и внутренного воздуха через
световые проемы Qo, ккал/ч, определяются по формуле
* При написании данного раздела использованы материалы, приведенные
в СНиП П-33-75.
66
Qo = (?'ri + mC-^—^F0. (50)
где q', q” — количества тепла, поступающие в помещения в июле
через одинарное остекление световых проемов, ккал/(м2-ч);
FO=FO+F'O — площадь световых проемов, определяемая по
наименьшим размерам (в свету), м2; С — коэффициент солнце-
защиты, принимаемый по приложениям 15 и 16; 7?0 — сопротив-
ление теплопередаче заполнения светового проема, принимаемое
по приложениям 15 и 16, м2-ч-°С/ккал; /ы, — расчетные тем-
пературы соответственно наружного и внутреннего воздуха, °C.
Значения величин q' и q", ккал/(м2-ч), для расчетного часа
суток (по истинному солнечному времени) следует определять,
исходя из расчетной географической широты места строительства
и ориентации световых проемов в зданиях и сооружениях по
формулам:
для вертикального остекления световых проемов, частично
или полностью облучаемого прямой солнечной радиацией,
q — (#в. п Ч-#в. pJAV’G* (51)
где 9в.п, 9в.р — поступления тепла соответственно от прямой и
рассеянной солнечной радиации в июле через вертикальное
остекление светового проема, принимаемые для расчетного ча-
са суток по приложению 17, ккал/(м2-ч); /С— коэффициент,
учитывающий затенение световых проемов переплетами и загряз-
нение атмосферы, принимаемый по приложению 18; Къ— коэф-
фициент, учитывающий загрязнение стекла и принимаемый по
приложению 19;
для вертикального остекления световых проемов в тени или
при затенении светового проема наружными затеняющими конст-
рукциями или откосами проема
(52)
для горизонтального остекления световых проемов, облу-
чаемого прямой солнечной радиацией,
Я = (#г. п Ч-#г. (53)
где 9г.п, 9г.р — поступления тепла, ккал/(м2-ч), соответственно
от прямой и рассеянной солнечной радиации в июле через гори-
зонтальное остекление светового проема, принимаемые для рас-
четного часа суток по приложению 17.
При расчетах СКВ следует принимать наибольшие значения
суммарной или рассеянной радиации через световые проемы за-
данной ориентации за те часы, в течение которых помещение
эксплуатируется (приложение 17).
При определении поступлений тепла в помещения, имею-
щие остекленные проемы в противоположных стенах, следует
3’
67
рассчитывать поступления тепла через каждое ограждение от-
дельно и принимать в расчет наибольшую их сумму за период
эксплуатации помещения (если не задан расчетный час суток).
При определении поступлений тепла в помещения, имеющие
световые проемы в стенах, расположенных под углом друг к дру-
гу, большее значение поступлений тепла (когда не задан расчет-
ный час суток) следует определять, составляя почасовой график
поступлений тепла по ходу солнца за период эксплуатации поме-
щения, начиная с предшествующего часа. При применении на-
ружных солнцезащитных строительных конструкций для затенен-
ной площади следует учитывать поступления тепла только от
рассеянной радиации.
При определении расчетного количества тепла, поступающе-
го в помещение за счет солнечной радиации через световые про-
емы без средств солнцезащиты в помещении или в межстекольном
пространстве, следует учитывать аккумуляцию части тепла внут-
ренними ограждениями помещения. Это позволяет снизить мак-
симальное поступление тепла в помещение за счет солнечной ра-
диации в среднем на 10—20%.
Для уменьшения теплопоступлений от солнечной радиации ре-
комендуется, по возможности, ориентировать помещения с кон-
диционированием воздуха световыми проемами на север и севе-
ро-запад, устраивать минимальное число световых проемов,
избегать устройства фонарей, применять защитные противора-
диационные приспособления: двойные остекленные проемы,
шторы, козырьки, жалюзи и т. д. Это может значительно умень-
шить поступление тепла от солнечной радиации.
Пример 9. Определить количество тепла, поступающее через 10 м2
площади окна с двойным остеклением в металлических рамах в юго-западной
стене здания, расположенного в промышленном районе г. Киева, при темпе-
ратуре наружного воздуха 28,7°С и внутренней температуре 24°С, прн от-
сутствии искусственного затенения. Остекление — обычное листовое стекло
толщиной 3 мм. Максимальные теплоизбытки в помещении приходятся на
13 ч.
Решение. Рассчитываем по формуле (50), поскольку вся площадь окна
облучается прямой радиацией (по условию затенение отсутствует). Форму-
ла (50) приобретает вид:
<2о = q’F0C 4- Fo. (54)
А.о
Значение q' находим по формуле (51)
Я’ = (9В. п + Чв.
По приложению 17 находим для северной широты 48° в 13 ч
<7в.п — 303 ккал/(ч-м2) и (?в.р = 81 ккал/(ч*м2).
По приложению 18 иаходнм Ki == 0,54 и по приложению 19 = 0,9.
По приложению 16 находим С = 1 и /?0 == 0,2 м2/(ч-ккал-°С).
Подставляя найденные значения в формулу (54), получим
68
Qo= (303 + 81)0,54-0,9-10-1 + 28,7 ~ 24 • Ю = 1856 + 235 = 2091 ккал/ч.
Пример 10. Для условий примера 9 определить поступление тепла,
если окно закрыто внутренней шторой из тонкой светлой ткани.
Решение. По приложению 16 находим С = 0,56. Тогда
Qo = 1856-0,56 + 235 = 1274 ккал/ч.
Поступление тепла от работающих в помещении электродви-
гателей и механического оборудования следует определять раз-
дельно. Это обусловлено тем, что в зависимости от назначения
оборудования потребляемая им энергия может полностью пере-
ходить в тепло в помещении (ткацкие станки, крутильные ма-
шины) либо частично удаляться из него с обрабатываемым про-
дуктом или перекачиваемой жидкостью (насосы).
Тепловыделения от электродвигателей, ккал/ч
<23=860^7),^=-^, (55)
где N—установленная мощность электродвигателя, кВт; tji —
коэффициент загрузки электродвигателя, равный отношению сре-
дней мощности, потребляемой оборудованием, к номинальной
мощности электродвигателя; т]2 — коэффициент одновременности
работы электродвигателей; т]а — коэффициент полезного дейст-
вия электродвигателя, определяемый по каталожным данным.
Формула (55) учитывает поступление тепла в помещения то-
лько от электродвигателей, не имеющих принудительного охлаж-
дения, отводящего тепло за пределы помещения.
Тепловыделения от оборудования, которое приводится в дей-
ствие электродвигателями, ккал/ч
Qo = БбОЛЧ^з, (56)
где т]з — коэффициент перехода тепла в помещение, учитываю-
щий часть тепла, которая может быть унесена из помещения об-
рабатываемым материалом, перекачиваемой жидкостью или воз-
духом.
Общие тепловыделения от электродвигателей и оборудования
определяются суммированием результатов расчета по формулам
(55) и (56).
Тепловыделения от электрического освещения и электрона-
гревательных приборов, ккал/ч
Q3 = 8607V, (57)
где N—установленная мощность осветительной и нагреватель-
ной аппаратуры, кВт.
Тепловыделения от нагретого производственного оборудова-
ния и материалов, как правило, должны определяться по данным
69
технологических тепловых балансов. Тепловыделения от нагре-
тых поверхностей, ккал/ч
Qn = ^аог(^п — 4).
(58)
где F— теплоотдающая поверхность, м2; аОт — коэффициент те-
плоотдачи, ккал/(ч-м2-°С); tn — температура нагретой поверх-
ности, °C; tB — температура воздуха в помещении, °C.
Значения аОт для укрытий, воздуховодов и зонтов определя-
ют по формуле
аот = 2 + 10р%,
где v — скорость движения воздуха, м/с.
Тепловыделения от продуктов сгорания и химических реак-
ций, если таковые протекают открыто в помещении (газовая
сварка, стеклодувные работы), ккал/ч
Qx = GQp’Jx. (59)
где G — расход горючего, кг/ч; Qp —теплота сгорания горюче-
го, ккал/кг; tjx=0,94-0,97 — коэффициент, учитывающий непол-
ноту химического сгорания горючего.
Значение теплоты сгорания Qp для некоторых газообразных
горючих приведены в табл. 2.
Тепло- и влагопоступления от инфильтрации, т. е. проникно-
в помещение, происходят,
газо-
вения наружного воздуха
Таблица 2. Теплота сгорания
образных горючих
Горючее Теплота сгорания, ккал/кг 1. Количе- ство вы- деляю- щихся при сгорании водяных паров, кг/ кг
Ацетилен 11400 0,7
Бензин 10 200 1,4
Водород Светильный газ 28 700 9
(каменноуголь- ный) 4200 1,3
главным
образом, через щели и неплот-
ности в окнах и дверных при-
творах. Они вызываются раз-
ностью давлений между на-
ружным воздухом и воздухом
кондиционируемого .помещения,
а также действием ветра. Вкон-
диционируемом помещении,
как правило, необходимо под-
держивать повышенное давле-
ние по отношению к наружно-
му воздуху и соседним помеще-
ниям, что исключает инфиль-
трацию наружного необрабо-
танного воздуха. Необходимые
количества воздуха для созда-
ния повышенного давления в помещениях, имеющих окна на од-
ну сторону, составляют 1 объем/ч, на две стороны—1,5 объ-
ема/ч, на три-четыре стороны — 2 объема/ч и для вестибюлей—-
2—3 объема/ч.
Количество вредных веществ, выделяющихся в производст-
венные помещения, следует принимать по данным технологичес-
70
кой части проекта или по нормам технологического проектиро-
вания. При отсутствии этих данных допускается определять их
по санитарным характеристикам, указанным в паспортах техно-
логического оборудования, по материалам обследования анало-
гичных предприятий или расчетом.
(60)
(61)
§ 20. Производительность систем
кондиционирования воздуха
Производительность СКВ следует рассчитывать отдельно для
теплого, переходного и холодного периодов года.
Для каждого из периодов года расчет выполняют по таким
формулам:
при расчете по избыткам явного тепла
т _т , 0я-0,29£о. 3(*о. 3~'п)
1 Л°-3"Н 0.29(fyx —
при расчете по избыткам влаги
ir-l,2£0.3(d0.3-dn)
2~ Lo.3t l,2(dyx-dn)
при расчете по избыткам полного тепла
, , , 0п-1,2До.3(/о.3-/п) .
Ь3 — А0.з-Н 1,2(/ух- /п)
при расчете по количеству выделяющихся вредных веществ
т f । ^0. З^^О. 3 2п) //?О\
А4 = Ао. 3 Н-------------------, (63)
*ух —
где Zo.3— количество воздуха, удаляемое из рабочей или обслу-
живаемой зоны помещения местными отсосами, общеобменной
вентиляцией и на технологические или другие нужды, м3/ч (объ-
емная масса воздуха у=1,2 кг/м3); QH, Qn—избытки соответ-
ственно явного и полного тепла в помещении, ккал/ч; /о.з — тем-
пература удаляемого воздуха, °C; tn — температура воздуха,
подаваемого в помещение, °C; /ух— температура воздуха, удаля-
емого из помещения, °C; W — избытки влаги в помещении, г/ч;
^о.з — влагосодержание удаляемого воздуха, г/кг; du— влаго-
содержание воздуха, подаваемого в помещение, г/кг; 7о.з — эн-
тальпия удаляемого воздуха, ккал/кг; Zyx — энтальпия воздуха,
удаляемого из помещения за пределами рабочей или обслужи-
ваемой зоны, ккал/кг; 1П — энтальпия воздуха, подаваемого в
помещение, ккал/кг; Z — количество вредных веществ, поступа-
ющих в помещение, мг/ч; z0.3 — концентрация вредных веществ
в удаляемом воздухе, мг/м3; zyx— концентрация вредных ве-
ществ в воздухе, удаляемом из помещения за пределами рабочей
или обслуживаемой зоны, мг/м3; zn— концентрация вредных
веществ в воздухе, подаваемом в помещение, мг/м3.
71
Во всех приведенных выше формулах количество воздуха
определено при объемной массе воздуха у = 1,2 кг/м3. При необ-
ходимости уточненных расчетов полученные объемы следует пе-
ресчитывать, исходя из удельной массы воздуха, соответствую-
щей действительным условиям.
При проектировании СКВ следует принимать большую из ве-
личин Lx—полученных по формулам (60) — (63). Параме-
тры воздуха, удаляемого из рабочей или обслуживаемой зоны,
принимают равными заданным параметрам воздушной среды в
помещении.
По формулам (60) — (63) определяют общую производи-
тельность СКВ, при этом количество подаваемого в помещение
наружного воздуха не должно быть менее требуемого по
СНиП 11-33-75.
При одновременном выделении в помещения нескольких
вредных веществ однонаправленного действия воздухообмен сле-
дует определять в соответствии с требованиями «Санитарных
норм проектирования промышленных предприятий», суммируя
воздухообмены, определенные расчетом. Когда выделяющиеся
в помещения газы и пары могут образовать взрывоопасные сме-
си, полученный воздухообмен следует проверять расчетом. До-
пускаемая концентрация газов и паров не более 5% от нижнего
предела взрываемости при параметрах наружного воздуха, при-
нятых для СКВ.
При расчетах СКВ большей частью встречаются помещения
с одновременным выделением тепла и влаги. Расчет количества
воздуха для кондиционирования рекомендуется выполнять с по-
мощью I — d-диаграммы влажного воздуха, составленной для
барометрического давления, соответствующего расчетному для
данной местности.
При пользовании I — d-диаграммой количество воздуха удоб-
нее выражать в килограммах в час с последующим перево-
дом (для выбора кондиционеров) в объемные единицы по фор-
муле
L = С?/Т, (64)
где L — количество воздуха, м3/ч; G — количество воздуха, кг/ч;
у — объемная масса воздуха, кг/м3
В большинстве случаев при расчете СКВ параметры удаляе-
мого воздуха ^ух, dyx, АУх, £ух принимают равными параметрам
воздуха в обслуживаемой зоне do.3, /о.з, /о.з, Ьо.з. При этом усло-
вии, а также с учетом замены объемных единиц массовыми вме-
сто формул (60) — (63) для упрощения расчетов могут быть ис-
пользованы следующие формулы:
при расчете по избыткам явного тепла
°. = -оДг; (6S)
72
при расчете по избыткам влаги
(66)
(67)
(68)
г w •
при расчете по избыткам полного тепла
G — *2" •
Д/р ’
при расчете по количеству выделяющихся вредностей
г L
Gi~~ &ZP ’
где Gi — G4 — производительность СКВ, кг/ч; Д/р=/оз— /п —
рабочая разность температур воздуха в обслуживаемой или ра-
бочей зоне /о.з и подаваемого воздуха /п, °C; Дс?р— рабочая раз-
ность влагосодержаний воздуха в обслуживаемой или рабочей
зоне do.3 и подаваемого воздуха dn, г/кг; Д/р— рабочая разность
энтальпий воздуха в обслуживаемой или рабочей зоне 7о.з и по-
даваемого воздуха Лт, ккал/кг; ДХР— рабочая разность концен-
траций вредных веществ в воздухе обслуживаемой или рабочей
зоны 2о.з и в подаваемом воздухе zn, мг/кг.
Как правило, фактором, определяющим требуемую произво-
дительность СКВ, являются избытки тепла в кондиционируемых
помещениях, подлежащие ассимиляции. В связи с этим сущест-
венное значение приобретает правильный выбор рабочей разно-
сти температур Д/р, от которой зависят размеры кондиционеров,
каналов, мощности электродвигателей вентиляторов и насосов,
т. е. в конечном счете капитальные затраты п эксплуатационные
расходы. Значение этой разности температур Д/р должно прини-
маться максимально большим для повышения экономичности
СКВ. Вместе с тем значение Д/р должно удовлетворять санитар-
но-гигиеническим требованиям и поэтому определяется расчетом
в зависимости от принятой схемы воздухораспределения, кон-
струкции воздуховыпускных устройств и расстояния от них до
рабочей или обслуживаемой зоны (см. главу X).
В отдельных случаях при расчетах кондиционирования воз-
духа высоких помещений с неравномерной тепловой нагрузкой по
объему (зрительные залы, радиостудии, производственные цехи)
учитывают, что температура уходящего воздуха в данных усло-
виях /Ух#=/о.з. В связи с этим при расчете по формуле (65) на-
ряду с рабочей разностью температур Д/р следует производить
расчет, принимая полную рабочую разность температур Д/дР,
значение которой определяют по формуле
а/;р=/ух-^ (69)
где /ух — температура воздуха в зоне помещения, из которой
удаляется воздух, °C.
73
Отношение
называемое коэффициентом неравномерности температур по
высоте * определяется при расчетах воздухораспределения в зави-
симости от расположения приточных и вытяжных отверстий и
конструкции воздухораспределителей либо по опытным данным.
Если нет опытных данных для помещений высотой более 4 м,
при подаче воздуха в среднюю или нижнюю зону н удалении из
верхней зоны значение п можно определять по формуле
',=1 + 0'2^ <7‘)
где И — высота помещения, м.
Если температуры воздуха, удаляемого из обслуживаемой и
верхней зоны, различны и известен объем воздуха, удаляемого
из обслуживаемой зоны 6о.з, то производительность СКВ опре-
деляется по формуле
° = с-(‘- ^-)+-оД?Г- (72)
Если при тех же условиях известен объем воздуха, удаляемо-
го из верхней зоны Св, то
о-М-иД-. <73)
Во всех приведенных выше формулах по расчету определяет-
ся полезная производительность кондиционеров L или G, т. е.
количество воздуха, которое должно быть подано в кондициони-
руемые помещения. В связи с тем, что при движении воздуха в
каналах (воздуховодах) имеют место потери его, вызываемые
неплотностями отдельных участков, требуемую (полную) про-
изводительность кондиционеров Лп, м3/ч, или Gn, кг/ч, определя-
ют с учетом этих потерь по формулам:
L = K^L (74)
и
Gn = XnoTG, (75)
где /Спот — коэффициент, учитывающий потери воздуха в кана-
лах (воздуховодах).
Для стальных, пластмассовых и асбоцементных воздухово-
дов длиною до 50 м Кпот = 1,1- При длине воздуховодов более
5° М
т*—(76)
74
где I — длина воздуховодов от вентилятора кондиционера до об-
служиваемого помещения, м.
На холодный период года полезная производительность СКВ
обычно может быть сокращена за счет уменьшения избытков яв-
ного тепла в помещениях. Однако во всех случаях полезная про-
изводительность СКВ не должна быть меньше производительно-
сти, необходимой для удаления выделяющихся в помещении
вредностей, для создания подпора в помещении и компенсации
воздуха, удаляемого местными отсосами.
Глава VI
ОБРАБОТКА ВОЗДУХА В СИСТЕМАХ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§21. Основные предпосылки к выбору метода
обработки воздуха
Необходимость тепловлажностной обработки воздуха проил-
люстрируем следующим примером.
Теплый период. Допустим, что точка В (рис. 30) соот-
ветствует заданным параметрам воздуха в помещении, точка
П — параметрам приточного воздуха и точка Нт— параметрам
наружного воздуха в теп-
лый период года. Взаим-
ное расположение точек
Нт и /7, как видно из рис.
30, показывает, что нару-
жный воздух имеет более
высокие энтальпию и вла-
госодержание, чем при-
точный воздух. Следова-
тельно, для получения па-
раметров приточного воз-
духа (точка П) необходи-
мо наружный воздух под-
вергнуть обработке, а
и менно: надо понизить
его энтальпию на Д/т=
=/н — /п и влагосодер-
жание на AdT=da — dn,
т. е. он должен быть охла-
жден и осушен (линия
ПНт). Линия ПВ являет-
ся лучом процесса в изме-
нения состояния воздуха
в помещении. Процесс по-
Рис. 30. Пример расчета необходимой тер-
мовлажностной обработки воздуха в теплый
и холодный периоды года
7S
литропический, поскольку требуется понижение энтальпии обра-
батываемого воздуха.
Холодный период. Примем, что точки В и П имеют те
же параметры, что и для технологического кондиционирования,
а точка Нх — параметры наружного воздуха в холодный период.
Тогда для получения параметров приточного воздуха (точка /7)
наружный воздух необходимо подогреть и увлажнить, т. е. повы-
сить его энтальпию на Д/х и влагосодержание на Дб/Х.
Различают два основных метода обработки воздуха в конди-
ционерах.
Первый метод, наиболее совершенный, предусматривает по-
литропический процесс и требует для теплого периода естествен-
ных или искусственных источников холода. При этом методе
можно снизить энтальпию обрабатываемого воздуха и получить
любые, практически необходимые значения энтальпии и влаго-
содержания приточного воздуха для поддержания оптимальных
параметров воздушной среды в кондиционируемых помещениях
вне зависимости от параметров наружного воздуха, т. е. для лю-
бых климатических условий.
Второй метод предусматривает изоэнтальпический процесс
обработки воздуха путем непосредственного контакта с рецирку-
лируемой водой, т. е. снижение температуры воздуха при прак-
тически неизменной энтальпии за счет перехода части явного
тепла, содержащегося в воздухе, в скрытое. Одновременно со
снижением температуры происходит увеличение влагосодержа-
ния и относительной влажности обрабатываемого воздуха. Этот
метод, носящий название метода прямого испарительного охлаж-
дения воздуха, в СКВ имеет ограниченное применение, посколь-
ку для большинства климатических районов Советского Союза
в теплый период года не обеспечивает поддержание оптималь-
ных параметров воздуха в кондиционируемых помещениях вви-
ду высокого влагосодержания приточного воздуха после его об-
работки в кондиционере.
Значительно расширяют возможности применения в СКВ ис-
парительного охлаждения воздуха способы двухступенчатого и
многоступенчатого испарительного охлаждения, разработанные
О. Я. Кокориным. Схемы СКВ с применением этих способов рас-
смотрены в главе VII.
Широко применяется метод прямого испарительного охлаж-
дения воздуха в вентиляционных установках, предназначенных
для цехов, в которых преобладающей вредностью является яв-
ное тепло при незначительных выделениях влаги. Использование
этого метода благодаря снижению температуры приточного воз-
духа позволяет сократить в 2—2,5 раза требуемый воздухооб-
мен в теплый период года для обеспечения допустимых (но не
оптимальных) параметров воздушной среды в вентилируемых
цехах.
76
§ 22. Обработка воздуха
в прямоточных кондиционерах
Рассмотрим расчеты и построение процессов обработки воз-
духа в кондиционерах различных СКВ.
Введем следующие условные обозначения:
GH — количество наружного воздуха, поступающего в кондицио-
нер, кг/ч,
G'a — расчетное количество наружного воздуха, кг/ч;
Gp = Gi + G2 — количество воздуха, поступающего на рециркуляцию, кг/ч;
G] — количество воздуха, поступающего на первую рециркуля-
цию, кг/ч;
G2 — количество воздуха, поступающего на вторую рециркуля-
цию, кг/ч;
GK — количество воздуха, прошедшего через камеру орошения,
кг/ч;
Gn — количество приточного воздуха, подаваемого в кондициони-
руемые помещения, кг/ч (полезная производительность
СКВ);
бд— производительность кондиционера, определяемая с учетом
поправки на утечки воздуха из воздухораспределительной
сети, кг/ч (полная производительность СКВ);
/ы — расчетная температура наружного воздуха, °C;
<рн — расчетная относительная влажность наружного воздуха, %;
/н — энтальпия наружного воздуха, ккал/кг;
da — вл а госо держание наружного воздуха, г/кг;
/0 — расчетная температура внутреннего воздуха в кондициони-
руемых помещениях, °C;
/п — температура приточного воздуха, подаваемого в помеще-
ния, °C;
Д/р — разность между температурой воздуха в помещении tB и
температурой приточного воздуха /п, °C;
<рв — расчетная относительная влажность внутреннего воздуха, %;
/D — энтальпия внутреннего воздуха, ккал/кг;
dB — в л агосо держание внутреннего воздуха, г/кг;
Qh, Qc, Qn — выделения явного, скрытого и полного тепла в помещениях,
подлежащие ассимиляции СКВ, ккал/ч;
1Г — влаговыделения в помещениях, подлежащие ассимиляции
СКВ, кг/ч;
Qx — расход холода в оросительной камере, ккал/ч.
Рассмотрим расчет и построение процессов обработки возду-
ха в кондиционере прямоточной СКВ, используя графоаналити-
ческий метод с применением I — d-диаграммы.
В прямоточном кондиционере с камерой орошения обработка
воздуха осуществляется по следующей схеме (рис. 31). Наруж-
ный воздух в количестве Gu кг поступает в кондиционер и после
обработки (различной для теплого и холодного периодов года)
подается в кондиционируемое помещение. Из помещения воздух
удаляется вытяжной вентиляцией наружу. Производительность
вытяжной вентиляции, как правило, принимают меньшей, чем
полезная производительность кондиционера, с целью создания
в кондиционируемом помещении повышенного давления,
П
Рис. 31. Принципиальная схема прямоточной системы кондиционирования
воздуха:
/ — воздухозаборное устройство; 2 — приемный клапан; 3 — секция обслуживания; 4—
фильтр для воздуха; 5 — воздухонагреватели первого подогрева; 6 — оросительная каме-
ра; 7 — воздухонагреватель второго подогрева; 8 — вентилятор кондиционера; 9 — воз-
духовод приточного воздуха; 10— кондиционируемое помещение; 11— воздуховод уда-
ляемого воздуха; 12 — вытяжной вентилятор с электродвигателем; 13—воздуховод для
выброса в атмосферу; 14 — воздушный клапан
препятствующего проникновению воздуха из смежных помеще-
ний или снаружи.
Обычно расчет СКВ и построение процессов обработки возду-
ха па I — d-диаграмме начинают с теплого периода, поскольку
в этот период, как правило, требуется наибольшая производи-
тельность кондиционера.
Расчет для теплого периода
Рассмотрим пример построения на I — d-диаграмме процесса
политропической обработки воздуха в прямоточном кондицио-
нере (рис. 32).
Пример 11. Исходные данные: параметры наружного воздуха =
= 28,7°С; /Е — 13,4 ккал/кг; dn = 10,7 г/кг; = 43% (г. Киев, климат Б),
барометрическое давление рс = 745 мм рт. ст/, параметры внутреннего воз-
духа /в = 24°С; /в— 11,55 ккал/кг; dB = 9,5 г/кг; <рв = 50%; поступление
явного тепла в помещение Qn = 100 000 ккал/ч; влаговыделения 1Г = 50 кг/ч;
допустимая рабочая разность температур, т. е. разность между температурами
воздуха в помещении и приточного воздуха А/р — tB — tn = 8°С (определе-
на условиями воздухораспределения, см. главу X).
78
Требуется найти полную
пр омзводительность кондицио-
нера и расчетный расход хо-
лода в оросительной камере.
Решение. 1. Определяем
требуемую полезную произво-
дительность СКВ по форму-
ле (65)
G _ <2я 100 000
п сД/р ~ 0,24-8 '
= 52 000 кг/ч.
2. Наносим на I—d-диа-
грамму точки Н и В, характе-
ризующие параметры соответ-
ственно наружного и внутрен-
него воздуха.
3. Определяем энтальпию
водяного пара при /В = 24°С по
формуле (15)
/п = 597,3 4- 0,44/ ккал/кг.
4. Находим выделения скры-
того тепла в помещение
Qc = W7n = 50(597,3 +
4- 0,44 • 24) = 30 090 ккал/ч.
5. Выделения полного теп-
ла в помещение согласно фор-
муле (35) составят
Qn = <2я + Qc = 100000 +
4-'30090= 130090 ккал'ч.
прямоточном кондиционере для теплого
периода
6. Определяем угловой коэффициент луча процесса изменения состояния
воздуха в помещении по формуле (29)
е = = 1^9-090.... = 2600 ккал/кг.
IF 50
7. Согласно исходным данным определяем требуемую температуру при-
точного воздуха
tn = t3 — Д/р = 24 — 8 = 16°С.
8. По найденному значению г — 2600 ккал/кг наносим на диаграмму пря-
мую ВП—луч процесса до пересечения с изотермой 1= 16°С. Точка /7 ха-
рактеризует параметры приточного воздуха /п = 16°С; 8,5 г/кг; /п =
= 9 ккал/кг; <рп — 74%.
9. Относительную влажность воздуха после оросительной камеры прини-
мают в пределах <рк = 90 95%. Принимаем (рк = 90%. Из точки П по линии
d = const проводим прямую ПК до пересечения с кривой <рк = 90%. Точ-
ка Л’ характеризует параметры воздуха после камеры орошения: /к = 13°С,
<рк = 90%; /к = 8,25 ккал/кг; = 8,5 г/кг.
79
10. Через точки Н и К проводим прямую НК—луч процесса обработки
воздуха в оросительной камере.
11 Определяем полную производительность кондиционера
G'n = 1.1 Gn « 1.1 -52 000 = 57 200 кг/г.
12. Расход холода на обработку воздуха в оросительной камере составит
Qx = G'(/H — /к) = 57 200(13,4 — 8,25) = 294 580 кка л/м>Л-
Полная производительность кондиционера и расчетный расход холода
определены с учетом утечки воздуха в распределительной сети в размере 10%.
13. Как видно из построения процесса, температура воздуха после каме-
ры орошения /к = 13°С. Учитывая подогрев воздуха в вентиляторе и возду-
ховодах в размере 1°С, наносим на диаграмму точку Ki, лежащую на пря-
мой ПК, поскольку подогрев воздуха происходит по линии d => const. Пара-
метры воздуха в точке К\: = 14°С; Ixt = 8,5 ккал/кг; d^ = 8,5 г/кг;
<рк1 = 85%. Для доведения до заданной температуры приточного воздуха
fn = 16°С необходим второй подогрев. Расход тепла на второй подогрев со-
ставит
Q2 = G^(/n - /К1) = 57 200(9 — 8,5) = 28 600 ккал/ч.
Как видно из приведенного примера, для поддержания тре-
буемых параметров воздуха в кондиционируемых помещениях
в прямоточных кондиционерах кроме расхода холода в теплый
период расходуют и тепло. Это объясняется необходимостью
поддержания заданного влагосодержания воздуха в помещени-
ях. В отдельных случаях вместо второго подогрева можно про-
пускать часть наружного воздуха по байпасу, в обвод ороситель-
ной камеры. Однако при этом не удается стабильно поддержи-
вать заданное влагосодержание воздуха в помещениях, посколь-
ку часть наружного воздуха будет поступать без обработки в
оросительной камере и влагосодержание приточного воздуха бу-
дет изменяться в зависимости от влагосодержания наружного
воздуха, что повлечет за собою колебания относительной влаж-
ности в помещениях.
Пример 12. Рассмотрим изоэнтальпический процесс обработки возду-
ха в прямоточном кондиционере, т. е. метод прямого испарительного охлаж-
дения. Как указано выше, при этом в большинстве случаев невозможно обес-
печить поддержание оптимальных параметров в кондиционируемых помеще-
ниях при расчетных параметрах климата Б. В связи с этим определим, какие
параметры внутреннего воздуха могут быть обеспечены при испарительном
охлаждении.
Исходные данные те же, что в примере 11, за исключением параметров
внутреннего воздуха, которые требуется определить.
Решение. 1. Наносим на диаграмму точку Н (рис. 33), характеризующую
параметры наружного воздуха, и проводим линию НК по прямой 1 — const
до пересечения с кривой ср = 90% в точке К. Параметры воздуха в точке К:
/к = 20,5°С;7к = 13,4 ккал/кг; = 14,0 г/кг; <рк = 90%.
2. От точки К по d = const проводим линию КП и находим в точке П
температуру приточного воздуха с учетом подогрева его в вентиляторе и воз-
духоводе (отрезок КП): /п = 21,5°С.
80
3. От точки П по найденному в
примере 11 угловому коэффициен-
ту е=2600 ккал/кг проводим луч
процесса изменения состояния воз-
духа в помещении (прямая ПР).
4. В точках пересечения пря-
мой ПР с изотермами находим
значения параметров внутреннего
воздуха, которые могут быть обес-
печены при данных условиях:
точке С соответствуют tB—
=26°С, (рв=68%;
точке Т соответствуют tB=
=27°С, <рв=66%;
точке У соответствуют tB =
=28°С, фв=63%.
5. Определяем необходимую
полезную производительность кон-
диционера:
при tB = 26°С (точка С)
100 000
0,24(26 — 21,5)
— 92 750 кг/ч;
при iB = 27°С (точка Т)
Рис. 33. Построение на 1—d-диаграмме
процесса изоэнтальпической обработки
воздуха в прямоточном кондиционере
для теплого периода
100 000
0,24(27 — 21,5)
— 76 000 кг/ч;
при tB = 28°С (точка У)
G
П —
100 000
0,24(28 — 21,5)
= 64 100 кг/ч.
Как следует из результатов расчета, прямое испарительное
охлаждение воздуха для принятых в примере климатических
условий не обеспечивает поддержание в помещениях не только
оптимальных, но и допустимых параметров воздуха. Поэтому
прямое испарительное охлаждение применяется большей частью
в системах вентиляции, которые рассчитываются на параметры
климата А и обеспечивают не оптимальные, а только допусти-
мые параметры воздуха в помещениях.
Расчет для холодного периода
В холодный период года наружный воздух в прямоточном
кондиционере подогревается в воздухонагревателях первого по-
догрева, затем поступает в оросительную камеру, где увлажня-
ется до требуемого значения влагосодержания, после чего, в слу-
чае необходимости, подогревается в воздухонагревателях второ-
го подогрева и подается в кондиционируемые помещения.
Требуемая производительность кондиционера в холодный пе-
риод определяется также выбором большего из значений, полу-
ченных по расчету на ассимиляцию тепло- и влаговыделений,
<1
процесса обработки воздуха в прямоточном
кондиционере для холодного периода
Решение. 1. Наносим на 7—d-диаграмму
растворение выделяющих-
ся вредностей и компен-
сацию воздуха, удаляемо-
го местными отсосами.
Ч а сто дл я хол одн ого
периода с целью обеспе-
чения надежной работы
системы воздухораспре-
деления сохраняют неиз-
менной производитель-
ность кондиционеров,
определенную расчетом
для теплого периода. Рас-
смотрим на примере рас-
чет и построение на
I — d-диаграмме процес-
са обработки воздуха в
холодный период.
Пример 13. Исходные
данные: /н =—21°С, /и =
=—4,7 ккал/кг; dH = 0,5 г/кг;
<рв— 90%; рс = 745 мм рт. ст.;
t в=20°С; /в=8,85 ккал/кг.
dB=6,7 г/кг; (рв = 45%; Qfl=
= 70 000 ккал/jw;. 117=40 кг/Л
G' п = 52 000 кг/ч.
Определить параметры при-
точного воздуха и расходы тепла
на первый и второй подогрев,
(рис. 34) точки Н и В, харак-
теризующие расчетные параметры соответственно наружного и внутреннего
воздуха.
2. Находим выделения скрытого тепла в помещении
Qc = lF/n = 40(597,3 -г 0,44-20) = 24 240 ккал'ч.
3. Определяем полные тепловыделения
Qn = (2я + <?С = 70 000 + 24 240 = 94 240 ккал/ч.
4. Находим значение е
£= 94240 = 2355 ккал/кг.
40
5. Определяем требуемую температуру приточного воздуха
t __/ __ Qr
П В 0,24Gn
70 000
0,24-52 000
= 14,4°С.
6. Из точки В по найденному значению е проводим прямую до пересече-
ния с изотермой t = 14,4°С (точка /7).
Параметры воздуха в точке 77: ^п= 14,4°С, /п=7 ккал/кг, dn =
= 5,9 г/кг, (рп=57%.
82
7. Из точки П по линии d == const проводим прямую до пересечения с кри-
вой ср = 90% в точке К. Параметры в точке К: /к = 5,4 ккал/кг; 1к = 7,7°С;
б/к = 5,9 г/кг; <р =90%.
к
8. Из точки Н по линии d = const проводим прямую до пересечения
с прямой, проведенной из точки К по линии 1 = const, в точке 7, которая
определяет температуру воздуха после первого подогрева и его энтальпию:
t? = 20°С, /т = 5,4 ккал/кг.
9. Определяем полную производительность кондиционера
= 1,1 G„ = 1,1 *52000 — 57 200 кг,г.
10. Расход тепла в калориферах первого подогрева составит:
Q1 = G '(/т — /н) 57 200(5,4 -р 4,7) = 577 720 ккал/ч.
11. Расход тепла в калориферах второго подогрева
(?2 = G'(/n — /К1) = 57 200(7 — 5,65) = 77 220 ккал ч.
Отрезок К — К\ — подогрев воздуха в вентиляторе. Параметры воздуха
в точке Кг.
= 8,7СС; = 5,65 ккал.кг; ~ 5,9 г кг; = 83%-
Прямоточные СКВ уступают рециркуляционным по затратам
тепла в холодный период и холода — в теплый. Поэтому прямо-
точные СКВ применяют только в тех случаях, когда рециркуля-
ция использованного воздуха недопустима по санитарно-гигие-
ническим и строительным нормам и правилам.
§ 23. Обработка воздуха в кондиционере
с первой рециркуляцией
Принципиальная схема кондиционера с первой рециркуля-
цией изображена на рис. 35.
Воздух в кондиционере обрабатывается следующим образом.
В теплый период года, когда энтальпия наружного воздуха пре-
вышает энтальпию внутреннего воздуха, часть воздуха Gp,
извлекаемого вытяжным вентилятором из кондиционируемого
помещения, поступает в воздушную камеру, где смешивается с
наружным воздухом, поступающим через приемный клапан. За-
тем воздух обрабатывается в камере орошения, подогревается
в случае необходимости (если /к</п— 1) в воздухонагревателях
второго подогрева до £п“—1°С и подается вентилятором в конди-
ционируемое помещение. Поэтому далее учтено среднее значение
нагрева воздуха в вентиляторе и воздуховодах на 1°С.
В холодный период года рециркулируемый воздух также сме-
шивается с наружным воздухом, затем подогревается в секциях
первого подогрева до температуры, определяемой по требуемой
энтальпии воздуха на входе в оросительную камеру, обрабаты-
вается в последней для придания воздуху требуемого влагосо-
Рис. 35. Принципиальная схема системы кондициониро-
вания воздуха с первой рециркуляцией:
/ — воздухозаборное устройство; 2 — приемный клапан; 3 — секция обслуживания; 4 ~
фильтр для очистки воздуха; 5 — воздухонагреватели первого подогрева; б — ороситель-
ная камера; 7 — воздухонагреватели второго подогрева; 8 — вентилятор кондиционера;
9 — воздуховод приточного воздуха; 10 — кондиционируемое помещение; Н — воздуховод
удаляемого воздуха; 12—вытяжной вентилятор с электродвигателем? 13— секция смеси-
тельная; 14 — воздушные клапаны; 15 — воздуховод для выброса в атмосферу; 16— воз-
духовод рециркуляционного воздуха.
держания dK=dn и затем, в случае необходимости, воздух подо-
гревается в воздухонагревателях второго подогрева, после чего
подается вентилятором в кондиционируемое помещение. В от-
дельных случаях (определяемых расчетом) установка воздухо-
нагревателей первого или второго подогрева, а иногда и тех и
других, может быть исключена. Количество рециркулируемого
воздуха является переменной величиной, изменяющейся в зави-
симости от энтальпии наружного воздуха, и регулируется, как
правило, автоматически.
Системы кондиционирования воздуха с постоянным объемом
рециркулируемого воздуха применяются в исключительных слу-
чаях, поскольку они расходуют больше холода и тепла, чем си-
стемы с переменным объемом. Рассмотрим на конкретных при-
мерах расчет и построение на 1 — d-диаграмме процессов обра-
ботки воздуха в кондиционерах с первой рециркуляцией.
Расчет для теплого периода
Пример 14. Исходные данные те же, что для примера 11: tn — 28,7°С;
/и = 13,4 ккал/кг\ = 10,7 г/кг; <рн = 43%; = 745 мм рт. ст.; /в — 24°С;
<рв = 50%; /в = 11,55 ккал/кг; dR = 9,5 г/кг; Q„ = 100 000 ккал/ч; W =
= 50 кг/ч; Д/р = 8°С; Qn = 130090 ккал/ч.
84
Кроме того, минимальное количество наружного воздуха, требуемое по
санитарным нормам, равно Ga = 24 000 кг/ч.
Определить требуемую производительность кондиционера и расчетные
расходы холода и тепла.
Решение. 1. Определяем требуемую полезную производительность конди-
ционера
Оп = -10°в°0. = 52 000 кг/ч.
п 0,24-8 '
2. Количество рециркуляционного воздуха
Ор = Сп-Сн = 52 000 — 24 000 = 28 000 кг/ч.
3. Наносим иа / — d-диаграмму (рис. 36) точки Н и В, характеризующие
параметры соответственно наружного и внутреннего воздуха.
4. Наносим на / — d-диаграмму точку Вь определяющую состояние ре-
циркуляционного воздуха после его подогрева на 1°С в вытяжном вентиля-
торе и воздуховодах:
= tB 4- 1 = 24 4- 1 = 25°С.
5. Соединяем точки В, и Н прямой, которая определяет процесс смешения
наружного и рециркуляционного воздуха.
6. На прямой В]Я, исходя из соотношения В\С1ВХН = GnlGa находим
точку С, определяющую параметры воздуха после смешения:
В1С = В1//^н'6п.
Длину прямой В[Н находим
измерением иа диаграмме: В^Н—
= 34 мм. Тогда, подставляя из-
вестные значения 6Н и Gn, полу-
чим
в с = 34-24 000 = 15 7
52 000
Откладывая от точки В\ по
прямой В^Н отрезок, равный
15,7 мм, находим положение точ-
ки С (на рис. 36 диаграмма при-
ведена в другом масштабе).
7. Параметры воздуха в точ-
ке С по /—d-диаграмме: /с —
=26,7°С; /с =12,5 ккал/кг; dc =
= 10 г/кг; =45%.
С
Эти же параметры согласно
формулам (22), (23), (24) могут
быть определены аналитически:
, __GHdH 4~ ^в^в,.
GB/Bt
G~n 1
“Ь GpZBi
Рис. 36. Построение на I—d-диаграмме
процесса политропической обработки воз-
духа в кондиционере с первой рецирку-
ляцией для теплого периода
85
Подставляя известные значения, находим:
. 24 000-10,7+ 28 000-9,5
а п ~_________- ________——
с 52 000
24 000-28,7 + 28 0(Ю25
у _ 24 000-13,4 + 28 000-11,8
1/1 ----— — — —----- — — — — 1 КЛЙЛ М
с Г.)
8. Находим значение углового коэффициента
с = _^п- = J30 090 _2600 ккал кг
W 50
9. Определяем температуру приточного воздуха
7B-Atp = 24 — 8= 1СГС.
10 По найденному значению е = 2600 ккал/кг проводим прямую ВП —
луч процесса до пересечения с изотермой t = 16°С в точке 77, которая харак-
теризует параметры приточного воздуха: £п = 16ОС; 7И = 9 ккал/кг; dn =
= 8,5 г/кг; фп = 74%.
11. Из точки П по линии const проводим прямую ПК до пересечения
с кривой ср = 90%- Точка К характеризует параметры воздуха после камеры
орошения: /к = 13°С; /к = 8,25 ккал/кг; d& = 8,5 г/кг; фк = 90%.
12. Точку К соединяем с точкой С Прямая КС— луч процесса в ороси-
тельной камере.
13. Принимая подогрев воздуха в вентиляторе на ГС, находим парамет-
ры воздуха в точке Ль tKt = 14°С; 7к4 = 8,5 ккал/кг: d^ = 8,5 г/кг; фк* =
- 85%.
14. Находим полную производительность кондиционера, учитывая потери
в сети воздуховодов в размере 10%:
О' = 1,16п=^ 1.1-52000 = 57 200 кг'ч.
15. Определяем расход холода в оросительной камере
Qx - О„(/с — 7К ) = 57 200(12,5 — 8,25) = 243 100 ккал/ч.
16. Определяем расход тепла на второй подогрев
Q2 = Grn(Iu — /К1) = 57 200(9 — 8,5) = 28 600 ккал/ч.
Расчет для холодного периода
Пример 15. Исходные данные те же, что в примере 13: =—2ГС;
ZE = — 4,7 ккал/кг; dn — 0,5 г/кг; фн = 90%; = 20°С; /в = 8,85 ккал/кг;
</в = 6,7 г/кг; фв = 45%; Рб = 745 мм рт. ст.; = 70 000 ккал/ч; 1F =
= 40 кг/ч; Qa = 94 240 ккал/ч; Ga = 52 000 кг/ч.
W
Дополнительные данные: минимальное количество наружного воздуха,
требуемое по санитарным нормам, GH = 24 000 кг/ч.
Определить расходы тепла на первый и второй подогрев и построить на
1 — ^-диаграмме процесс обработки воздуха.
Решение. 1. Наносим на I — d-диаграмму (рис. 37) точки Н и В, ха-
рактеризующие соответственно параметры наружного и внутреннего воз-
духа.
2. Значения е ~ 2355 ккал/кг и /п — 14,4°С принимаем по данным при-
мера 13.
3. Из точки В по направлению, определяемому значением углового коэф-
фициента е — 2355 ккал/кг, проводим прямую до пересечения с изотермой
I = 14,4ЮС в точке 77. Параметры воздуха в точке 77: /п = 14,4°С; dn =
— 5,9 г/кг; /п = 7 ккал кг, <гп = 57%.
4. Из точки 77 по линии d = const проводим прямую до пересечения с кри-
вой ф = 90% в точке К. Параметры в точке К: 7к = 5,4 ккал/кг; t/к =
= 5,9 г/кг; /к = 7,6°С; фк = 90%.
5. Соединяем точки В и П прямой, которая определяет процесс смешения
наружного и рециркуляционного воздуха (подогрев воздуха в рециркуляцион-
ном вентиляторе в холодный период года не учитываем).
6. На прямой ВН находим точку С, определяющую параметры воздуха
после смешения, исходя из со-
отношения
ВС _ GH
ВН Gn ’
откуда
ВС = BH'G«
Gn
Длину прямой ВН находим
измерением на диаграмме:
В77=220 мм. Подставляя из-
вестные значения GH и Gn, на-
ходим:
ВС =
220-24 000
52000
= 101,5 мм.
7. Параметры воздуха в
точке С: /с = 1,1°С, фс = 90%,
dc=3,8 г/кг, 7с = 2,60 ккал/кг.
8. Из точки С проводим
линию по d = const до пересе-
чения с линией, проведенной
из точки К по 1 = const, в точ-
ке Т.
9. Параметры воздуха в
точке Т: /т=12,5°С; фТ = 42%;
dr—3,8 г/кг; 7Т = 5,4 ккал/кг.
10. Определяем полную
производительность кондицио-
нера
G^ = l,l-Gn-l,b52000 =
=57 200 кг/ч.
Рис. 37. Построение на 7—d-диаграмме про-
цесса обработки воздуха в кондиционере с
первой рециркуляцией для холодного пе-
риода
11. Находим расход тепла на первый подогрев
= G'(/T — /с ) = 57 200(5,4 — 2,6) = 160 160 ккал/ч.
12. Определяем параметры воздуха в точке К\, принимая подогрев возду-
ха в приточном вентиляторе равным 1°С:
/К1 = 8,7СС; «рК1 = 83%; =5,9 г,кг; 7Kj =5,6 ккал/кг.
13. Находим расход тепла на второй подогрев
Qiв бл(/п — /К1) = 57 200(7 ~ ЭД = 80 080 ккал/4-
В рассмотренном примере точка С, определяющая параме-
тры воздуха после смешения наружного и рециркуляционного,
оказалась выше кривой ср = 100% и, следовательно, выпадения
конденсата при смешении не будет. Однако в практике часто
встречаются другие соотношения количеств и температур наруж-
ного и рециркуляционного воздуха, при которых точка С оказы-
вается ниже кривой <р= 100%, в зоне тумана. В этих случаях
процесс смешения будет сопровождаться выпадением влаги в
приемной камере кондиционера, что нежелательно. В таких слу-
чаях смешение воздуха предусматривают после предварительно-
го нагрева наружного воздуха в воздухонагревателях первого
подогрева.
Такой метод исключает возможность выпадения вла-
ги, но несколько влияет на стабильность режима работы конди-
ционера в связи с преимущественным применением наиболее
экономичных схем обработки воздуха с переменными объемами
наружного и рециркуляционного воздуха.
Изменение количества наружного воздуха, проходящего че-
рез воздухонагреватель первого подогрева, изменяет аэродина-
мическое сопротивление нагревателя и, следовательно, оказыва-
ет влияние на производительность вентилятора кондиционера,
поскольку меняется аэродинамическая характеристика сети, на
которую этот вентилятор работает.
В связи с тем, что практически это влияние незначительно,
предварительный подогрев наружного воздуха применяется, как
правило, во всех случаях, когда точка С, характеризующая па-
раметры смеси, оказывается ниже пограничной кривой <р =
100%, т. е. в зоне тумана.
Рассмотрим методику расчета и построение процесса обра-
ботки воздуха в кондиционере с предварительным подогревом
наружного воздуха до смешения.
Пример 16. Принимаем исходные данные те же, что в примере 15, но
увеличиваем количество наружного воздуха GH до 33 000 кг/ч; /н = —21°С;
7н = —4,7 ккал/кг; dB == 0,5 г/кг; фн = 90%; 1* — 20°С; фв = 45%;
88
/в=8,85 ккал/кг; dB=6,7 г/кг;
QH = 70 000 ккал/ч; Gn =
52 000 кг/ч; 117=40 кг/ч; GH =
— 33 000 кг/ч.
Требуется определить расходы
тепла на первый и второй подо-
гревы и построить процесс об-
работки воздуха на 1—d-диа-
грамме.
Решение. L Наносим на
I — d-диаграмму (рис. 38) точ-
ки Н и В, характеризующие
параметры соответственно на-
ружного и внутреннего воз-
духа.
2. Значения е=2355 ккал/кг
и t п == 14,4°С принимаем по
данным примера 15.
3. Из точки В по направ-
лению, определяемому значе-
нием углового коэффициента
в=2355 ккал/кг, проводим пря-
мую до пересечения с изотер-
мой 7П = 14,4°Сточка 77). Па-
раметры воздуха в точке П:
t п= 14,4°C, dn = 5,9 г/кг;
7П=7 ккал/кг; <рп = 57%.
Из точки П по линии d=
=const проводим прямую до
пересечения с кривой ф = 90%
(точка К). Параметры в точке
К: 7К = 5,4 ккал/кг; г/к =
= 5,9 г/кг; фк = 90%; /к =
= 7,7°С.
5. Соединяем точки В и И
прямой штриховой линией, ко-
торая условно изображает про-
цесс смешения.
6. На прямой ВН находим
точку С>, определяющую услов-
но параметры смеси (без уче-
та подогрева наружного воз-
духа):
Рис. 38. Построение на I—d-диаграмме про-
цесса обработки воздуха в кондиционере с
первой рециркуляцией и с предварительным
подогревом наружного воздуха до смеше-
ния в холодный период
BCi =
BH'Gn _ 220-33 000
Gn 52000
= 140 мм.
7. Из точки Ci проводим линию по d — const до пересечения с линией,
проведенной из точки К по I ~ const (точка С).
Параметры воздуха в точке С: tc = 15,8°С; /с = 5,4 ккал/кг; dc =
= 2,8 г/кг; ф =25%.
8. Из точки В проводим прямую ВТ через точку С до пересечения с пря-
мой, проведенной из точки Н по d — const. Параметры воздуха в точке Т:
/т=13°С; /т=3,5 ккал/кг; с/т = 0,5 г/кг; фт =7%.
9. Определяем полную производительность кондиционера
G'n = 1,1 -Gn = 1,1-52000 = 57200 кг/ч.
89
XVr ^л^умялх^
G^ = 1,1-GH = 1,1-33 000 = 36 300 кг'ч.
11, Определяем расчетное количество рециркуляционного воздуха
Gp= G'u—G" = 57 200 — 36 300 = 20900 кг/ч.
12. Находим расход тепла на калориферы первого подогрева
Qi = G'n (/т — /н ) = 36 300(3,5 + 4,7) = 297 660 ккал/ч.
13. Определяем параметры воздуха в точке принимая подогрев возду-
ха в приточном вентиляторе равным 1°С: /к = 8,7°С <р = 83%; =
1 к, 1
= 5,9 г/кг; /к4 = 5,6 ккал/кг.
14. Находим расход тепла на калориферы второго подогрева
Q2 = G„(/n — /к>) = 57 200(7 — 5,6) = 80 080 ккал ч.
Как видно из сопоставления с результатами расчета приме-
ра 15, расход тепла на первый подогрев увеличился, что объяс-
няется увеличением расхода наружного воздуха по заданию в
данном примере с 24 000 до 33 000 кг/ч.
Расход тепла на второй подогрев не изменился, так как па-
раметры воздуха после камеры орошения, параметры приточно-
го воздуха и производительность кондиционера не изменились.
В примере 16 применен графический метод определения па-
раметров воздуха в точке Т после первого подогрева при помо-
щи условной прямой ВН. Эти же параметры могут быть опреде-
лены аналитически, исходя из формулы смешения, согласно
которой сумма энтальпий наружного воздуха после первого подо-
грева и рециркуляционного воздуха должна быть равна энталь-
пии воздуха после оросительной камеры, поскольку процесс об-
работки воздуха в ней изоэнтальпический.
Следовательно,
G;/t+Gp/b=
или
I __"Сп /к — Gp/B
1Т' — ~~ т ~~~«
Он
Подставляя известные значения, находим
57 200-5,4 - 20 900-8,85
36 300
= 3,5 ккал, кг,
т. е. то же значение, что и в расчете графическим методом.
Положение точки Т определится пересечением линий d=
= const = dH и /=const=/T.
Обработка воздуха в кондиционерах с первой рециркуляцией
широко применяется при проектировании различных СКВ, по-
скольку использование рециркуляционного воздуха сокращает
энергетические затраты, улучшая технико-экономические пока-
90
затели СКВ. В связи с этим, приступая к разработке проекта
СКВ, в первую очередь следует рассмотреть вопрос о возмож-
ности использования рециркуляционного воздуха, которая всег-
да целесообразна с экономической точки зрения, но ограничива-
ется санитарно-гигиеническими требованиями и правилами тех-
ники безопасности.
Строительными нормами и правилами в производственных
зданиях не разрешается рециркуляция воздуха для помещений:
в воздухе которых выделяются вредные вещества 1, 2 и 3
класса опасности, за исключением помещений, в которых коли-
чество вредных веществ, находящихся в технологическом обо-
рудовании, таково, что одновременно выделение их в воздух по-
мещения не превысит предельно допустимых концентраций,
установленных для рабочей зоны;
в воздухе которых содержатся болезнетворные бактерии, ви-
русы или грибки;
в воздухе которых имеются резко выраженные неприятные
запахи.
В жилых зданиях рециркуляция воздуха допускается только
в пределах одной комнаты.
В общественных зданиях и вспомогательных зданиях пред-
приятий возможность применения рециркуляции воздуха следу-
ет определять по соответствующим главам строительных норм
и правил (СНиП).
§ 24. Обработка воздуха в кондиционере
с первой и второй рециркуляцией
Отличительной особенностью данной схемы является исполь-
зование части рециркуляционного воздуха для второго подогре-
ва воздуха, прошедшего обработку в оросительной камере. Бла-
годаря этомуг уменьшаются расходы холода в теплый период го-
да и тепла в теплый и холодный периоды.
Принципиальная схема кондиционера с первой и второй ре-
циркуляцией приведена на рис. 39.
Воздух в кондиционере обрабатывается следующим образом.
В теплый период года, когда энтальпия наружного воздуха
превышает энтальпию внутреннего воздуха, часть воздуха
извлекаемого вытяжным вентилятором, подается в воздушную
камеру первого смешения. Полученная смесь = посту-
пает в оросительную камеру, где обрабатывается холодной во-
дой, разбрызгиваемой форсунками. После оросительной камеры
воздух смешивается во второй камере смешения с остальной ча-
стью рециркуляционного воздуха, поступающего через канал
второй рециркуляции. Полученная смесь GK+6?2 = Gn подается
в помещение, где, ассимилируя тепло и влаговыделения, приоб-
ретает заданные параметры.
91
Рис. 39. Принципиальная схема системы кондиционирования воздуха с первой
и второй рециркуляцией:
1 — воздухозаборное устройство; 2 — приемный клапан; 3 — камера обслуживания; 4 —
фильтр для очистки воздуха; 5 — воздухонагреватели первого подогрева; 6 — оросительная
камера; 7 — воздухонагреватели второго подогрева; 8 — вентилятор кондиционера; 9 — воз-
духовод приточного воздуха; 10 — кондиционируемое помещение; 11 — воздуховод удаляе-
мого воздуха; 12 — вытяжной вентилятор с электродвигателем; 13 — смесительная секция;
14— воздушные клапаны; 15 — воздуховод для выброса в атмосферу; 16— воздуховод ре-
циркуляции воздуха; /7 — воздуховод второй рециркуляции; 18 — воздуховод первой ре-
циркуляции
В холодный период наружный воздух GH подогревается в
секциях первого подогрева и поступает в камеру первого смеше-
ния, где смешивается с частью рециркуляционного воздуха G\.
Полученная смесь GH+G1 = GK поступает в оросительную каме-
ру, где обрабатывается рециркулируемой водой.
После оросительной камеры воздух смешивается во второй
камере смешения с остальной частью рециркуляционного возду-
ха G2, поступающего через канал второй рециркуляции. Полу-
ченная смесь GK+G2=Gn в случае необходимости подогревает-
ся в секциях второго подогрева и подается в помещение, где, ас-
симилируя тепло и влаговыделения, приобретает заданные
параметры.
В тех случаях, когда СКВ выполняет функции отопительной
системы, температура приточного воздуха определяется с учетом
отопительной нагрузки.
Расчет для теплого периода
Рассмотрим расчет и построение на / — d-диаграмме поли-
тропического процесса обработки воздуха в кондиционере с пер-
вой и второй рециркуляцией (рис. 40).
92
Пример 17. Исходные данные принимаем те же, что для примера 14:
/н = 28,7°С; фи = 43%; /н = 13,4 ккал/кг; dB~ 10,7 г/кг; ре= 745 мм рт. ст.;
tB = 24°С; <рв = 50%; /в = 11,55 ккал/кг; dB — 9,5 г/кг; QH = 100 000 ккал/ч;
И? = 50 кг/ч; Qn = 130 090 ккал/ч; Д/р = 8°С; GH = 24 000 кг/ч.
Требуется определить количество воздуха, подаваемого на первую и вто-
рую рециркуляцию, и расход холода.
Решение. 1. Наносим на диаграмму точки Н и В, характеризующие па-
раметры соответственно наружного и внутреннего воздуха.
2. Определяем требуемую температуру приточного воздуха
/п = 24 — 8 = 16°С.
3. Проводим на I — d-диаграмме прямую ВП — луч процесса изменения
состояния воздуха в помещении — до пересечения с изотермой t — 16°С в точ-
ке П. Направление прямой ВП определяет значение углового коэффициента
е = 2600 ккал/кг, вычисленное в примере 14. Параметры воздуха в точке /7:
= 16°С; /п = 9 ккал/кг; dn = 8,5 г/кг; фп = 74%.
4. Из точки 77 проводим
прямую по направлению d=
=const до пересечения с изо-
термой 7=16—1 = 15°С в точ-
ке 77ь характеризующую подо-
грев воздуха в вентиляторе и
воздуховодах на 1°С.
5. Из точки В проводим
прямую по направлению d=
= const до пересечения с изо-
термой ^=24+1— 25°С в точ-
ке Вц характеризующую подо-
грев рециркуляционного возду-
ха в вытяжном вентиляторе и
воздуховодах.
6. Через точки В\ и П\ про-
водим прямую В]К до пересече-
ния с кривой ф=90% в точ-
ке К. Параметры воздуха в
точке К: 7к=12,5°С; </к=
=8,3 г/кг; 7к=8 ккал/кг;
Ф =90%.
К.
7. Полезная производитель-
ность кондиционера по данным
примера 14
Gn = 52 000 кг/ч.
8. Количество рециркуля-
ционного воздуха, поступающе-
го на вторую рециркуляцию,
находим по соотношению длин
отрезков 7(7?! и 77^:
Рис. 40. Построение на I—d-диаграмме по-
литропического процесса обработки возду-
ха в кондиционере с первой и второй рецир-
куляцией для теплого периода
Ga =
J^h-G
пхвх
п —
= _18J_ -52000 = 10 250 кг/ч.
92
93
9. Количество воздуха, поступающего на первую рециркуляцию, опреде-
ляем по формуле
Gj = Gn — GH — G2 = 52 000 — 24 000 — 10 250 = 17 750 кг/ч.
10. Находим на прямой В{Н точку С, определяющую параметры воздуха
после смешения наружного воздуха с воздухом, поступающим на первую ре-
циркуляцию:
Он
Gj + Gh
BJ1 =
24 000 __Qpj
17 750 + 24 000
мм,
где 35 мм —длина отрезка ВХН на диаграмме. Параметры воздуха в точке С:
/с — 27°С; 7с = 12,7 ккал/кг; ср =45%; de = 10,2 г/кг.
с
И. Соединяем точки Си К прямой СК, которая является лучом процес-
са в оросительной камере.
12. Определяем расход холода в оросительной камере
Qi = l,lGK(7c — /к).
где 1,1—коэффициент, учитывающий потери воздуха в сети воздуховодов:
Gk = Gn—G2, кг/ч; Ic — энтальпия воздуха в точке С, ккал/кг; /к — энталь-
пия воздуха в точке К, ккал/кг.
Подставляя известные величины, получим
Qx = 1,1(52 000—10 250) (12,7—8) = 215 850 ккал/ч.
13. Расхода тепла на второй подогрев нет.
В практических расчетах при малых значениях углового ко-
эффициента могут встретиться случаи, когда прямая, проведен-
ная через точки и 77ь не пересекает кривую ср=90% либо пе-
ресекает ее в зоне отрицательных температур. Это свидетель-
ствует о том, что такой процесс в помещении не может быть
осуществлен при данной схеме обработки воздуха и от исполь-
зования второй рециркуляции следует отказаться.
Расчет для холодного периода
Рассмотрим расчет и построение на / — ^-диаграмме процес-
са обработки воздуха в кондиционере с первой и второй рецир-
куляцией (рис. 41).
Пример 18. Принимаем следующие исходные данные: /Е =—21°С; 7Н =
= —4,7 ккал/кг; dE = 0,5 г/кг; <рн ~ 90%; tB = 20°С; 1в = 8,85 ккал/кг;
dB = 6,7 г/кг; <рв = 45%; Gn = 52 000 кг/ч; GH = 24 000 кг/ч; QH =
— 70 000 ккал/ч; W = 40 кг/ч.
Требуется определить расходы тепла на первый и второй подогрев и по-
строить процесс обработки воздуха на I — d-диаграмме.
Количество воздуха, поступающее на первую и вторую рециркуляцию,
9А
принимаем по данным расчета
для теплого периода (см. при-
мер 17): Gi = 17 750 кг/ч и
G2 = 10 250 кг/ч.
Решение. 1. Наносим на
I—d-диаграмму (см. рнс. 41)
точки Н и В, характеризующие
соответственно состояние на-
ружного и внутреннего воздуха.
2. Значение е и tn опреде-
ляем по данным расчета в при-
мере 13: е = 2355 ккал/кг; /п =
= 14,4°С.
3. Из точки В проводим по
направлению е=2355 ккал/кг
прямую до пересечения с изо-
термой ?=14,4°С в точке П.
Параметры воздуха в точке
П: /П = 14,4°С; /п = 7 ккал/кг;
dn=5,9 г/кг, срп =57%.
4. Для определения пара-
метров воздуха после ороси-
тельной камеры (точка Л) на-
ходим по пр авилам смешения
требуемое влагосодержание
воздуха в точке Л. Поскольку
после смешения с частью воз-
духа G2, поступающей на вто-
рую рециркуляцию, влагосодер-
жание смеси должно быть рав-
но влагосодержанию приточно-
го воздуха dn, значение dx
определим из уравнения
(GH + GJdx + G2dB =
= Gndn-
Подставляя известные ве-
личины, получим
(24 000+17 750) dK+10 250X
X 6,7 = 52 000-5,9,
откуда
Рис. 41. Построение на I — d-диаграмме
процесса обработки воздуха в кондиционе-
ре с первой и второй рециркуляцией для
холодного периода
. 52 000-5,9 — 10 250-6,7 , 7
dR =----------------------------!— --= 5,7 г кг.
к 41 750
5. По найденному значению Jk и относительной влажности воздуха после
оросительной камеры ср = 90% наносим точку /< на / — d-диаграмму. Пара-
метры воздуха в точке /(: £к = 7°С; /к=5,1 ккал/кг; dK = 5,7 г/кг; ср =
= 90%.
6. Из точки /7, определяющей параметры приточного воздуха, проводим
прямую ПО по направлению d = const до пересечения с линией ВК. Прямая
ПО изображает процесс подогрева воздуха в приточном вентиляторе и возду-
хонагревателях второго подогрева. Параметры воздуха в точке О: to — 9,8°С;
/о=5,9 ккал/кг; do = 5,9 г/кг; ср = 77%.
95
7. Для определения параметров наружного воздуха после первого подо-
грева (точка Г) находим требуемое теплосодержание по правилам смешения:
СнЛгЧ" Gibs ~ (Gh+6?i)Zk
или
f __ (GH + Gi)/« —
Т G~«
подставляя известные величины, получим
iT = (24 000+ 17 750)5,1- 17 750-8,85_ = ккал/кг
т 24000
8. По известному значению dB = 0,5 г/кг и найденному значению /т =
= 2,37 ккал/кг наносим на диаграмму точку Т и выписываем недостающие
параметры: t? = 8,5°С, срт = 7%.
9. Точки В и Т соединяем прямой ВТ. Из точки К по направлению I —
= const проводим линию КС до пересечения с линией ВТ в точке С.
Параметры воздуха в точке С: tc — 13,5°С; /с = 5,1 ккал/кг; de =
== 3,1 г/кг; ерс = 32%.
10. Параметры воздуха после нагрева в приточном вентиляторе на 1°С
(точка 77]) находим на / — d-диаграмме: tn> = to + 1 = 9,8 + 1 = 10,8°С;
dnj= do = 5,9 г/кг; 7П|= 6,14 ккал/кг; <рП1= 727о-
11. Определяем расход тепла на первый и второй подогрев:
Ql = 1,1Gh(7t — /п) = 1,1-24 000(2,37 4- 4,7) = 186 650 ккал/ч;
Q,= l,lGn(/n — /П1) = 1,1-52 000(7 — 6,14) = 49190 ккал/ч.
Как следует из рассмотренных выше способов обработки воз-
духа в кондиционерах, наименьшие расчетные расходы холода
и тепла соответствуют кондиционерам, работающим с первой и
второй рециркуляцией. Однако необходимо отметить, что схема
автоматического регулирования для этих кондиционеров ослож-
няется необходимостью синхронного управления тремя воздуш-
ными клапанами, регулирующими выброс части извлекаемого
воздуха наружу и распределение остальной части между смеси-
тельными камерами первой и второй рециркуляции. Поэтому
при проектировании СКВ часто применяются схемы с автома-
тическим регулированием только первой рециркуляции и ручным
посезонным управлением клапаном, регулирующим подачу воз-
духа на вторую рециркуляцию.
Глава VII
РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ
КОНДИЦИОНЕРОВ
§ 25. Нагревание воздуха в воздухонагревателях
Для нагревания воздуха в кондиционерах, как правило, при-
меняются поверхностные воздухонагреватели.
Контактный нагрев воздуха путем разбрызгивания горячей
воды в оросительных камерах применяется в исключительных
96
случаях — при использовании низкопотенциальных тепловых от-
ходов в виде нагретой питьевой воды. В СКВ, работающих с ре-
циркуляцией, используется рециркуляционный воздух для час-
тичного, а иногда и полного нагрева наружного воздуха, пода-
ваемого кондиционером.
В типовых центральных кондиционерах КД и КТ для нагре-
вания воздуха применяются типовые секции подогрева, кон-
струкция которых и техническая характеристика приведены в
главе II.
При расчете воздухонагревателей необходимы следующие
исходные данные: общее количество нагреваемого воздуха, на-
чальная и конечная температуры воздуха, расчетные параметры
теплоносителя, техническая характеристика воздухонагрева-
телей.
Основные формулы, применяемые при расчетах:
Q = C,c«,-(J; (77)
М = Я5?£Г: <78>
(79)
(80)
(81)
(82)
где Q — количество тепла, расходуемое на нагревание воздуха,
ккал/ч; GK — количество воздуха, проходящего через воздухо-
нагреватель, кг/ч; с — удельная теплоемкость воздуха,
ккал/(кг-°С); /н и — начальная и конечная температуры воз-
духа, °C; (г?у) — массовая скорость воздуха в живом сечении
воздухонагревателя, кг/(м2-с); /ж.с— живое сечение воздухона-
гревателя для прохода воздуха, м2;
Fn—расчетная теплоотдающая поверхность воздухонагрева-
теля, если теплоноситель пар, м2; FyV — то же, если теплоноси-
тель вода, м2; kn — коэффициент теплопередачи воздухонагрева-
теля, если теплоноситель пар, ккал/(м2-ч-°С); kw — то же, если
теплоноситель вода, ккал/(м2-ч*°С); tn— температура теплоно-
сителя (пара), °C; тн и тк — начальная и конечная температуры
теплоносителя (воды), °C; W?— расход теплоносителя (воды),
кг/ч; у — объемная масса теплоносителя при тср= (тн+тк)/2,
4 142
97
кг/м3; [тр — живое сечение для прохода воды в трубках возду-
хонагревателя, м2; со — скорость воды в трубках воздухонагре-
вателя, м/с.
Формулы (77), (78) и (79) применяют, если теплоноситель
пар, формулы (77), (78), (80), (81) и (82)—если теплоноси-
тель вода.
Воздухонагреватели, предназначенные для работы при тепло-
носителе паре, изготовляются с вертикальным расположением
греющих элементов (одноходовые с параллельным движением
теплоносителя).
Допускается также изготовление нагревателей с горизонталь-
ным расположением греющих элементов (многоходовые). При
коридорном и смешанном расположении трубок должно быть
четыре хода, при шахматном расположении — два хода.
Воздухонагреватели, предназначенные для работы при те-
плоносителе воде, изготовляются многоходовыми с горизонталь-
ным расположением греющих элементов (трубок).
Значения коэффициентов теплопередачи для типовых секций
подогрева кондиционеров КТ при теплоносителе воде приведены
в приложении 20.
Сопротивление проходу воздуха зависит от массовой скоро-
сти воздуха в живом сечении секции подогрева, числа рядов тру-
бок и определяется по приложению 21.
Гидравлическое сопротивление проходу воды базовых тепло-
обменников, из которых компонуются секции подогрева, харак-
теризуется величинами, указанными в приложении 22.
При подборе секций подогрева следует вводить коэффициен-
ты запаса: для теплоотдающей поверхности Ki = 1,154-1,2, для
сопротивления проходу воздуха Kz = 1,1 и для сопротивления
проходу теплоносителя (воды) 7G=1,2.
При промежуточных значениях скорости воды гидравличес-
кое сопротивление проходу теплоносителя можно определять по
IV. Ф.
26,85--—10е. (83)
^ВН
где и — число последовательно соединенных по воде теплооб-
менников; /Пход — число ходов для прохода воды в каждом те-
плообменнике; JBh — внутренний диаметр присоединительных
патрубков теплообменников, мм; WT — расход воды через по-
следовательно соединенные теплообменники, м3/ч.
В СКВ в качестве теплоносителя в подавляющем большин-
стве случаев применяется вода. Однако в отдельных случаях
применяется пар (в основном на существующих предприятиях с
одним теплоносителем — паром).
Для расчета секций подогрева в приложении 23 приведены
значения коэффициентов теплопередачи при теплоносителе паре.
Воздухонагреватели центральных кондиционеров КТ компо-
98
Паранга юная Прямоточная Противоточная
Tf Ъ'
___Ряды
теплообменников
Рис. 42. Схемы компоновки типовых
секций’ подогрева из базовых тепло-
обменников для кондиционеров типа
Кт и их обвязка трубопроводами:
«— теплообменников в одном ряду (сек-
ции) воздухонагревателя; б — последова-
тельно установленных по воздуху рядов
(секций) воздухонагревателя
Воздух
нуются из типовых секций подогрева, технические характеристи-
ки которых приведены в приложениях 3 и 4.
Максимальная температура теплоносителя (воды) на выходе
из секций первого подогрева в расчетных условиях холодного
периода не должна превышать 70°С. Минимальная температура
воды на выходе из этих секций при температурах наружного
воздуха, близких к 0°С, должна быть порядка 25°С, чтобы пре-
дупредить замерзание. Различаются воздухонагреватели с об-
водным каналом и без него. Как правило, рекомендуется приме-
нять секции без обводного канала либо с заглушенным кана-
лом. Секции с обводным каналом применяют в тех случаях,
когда конечная температура воды при выбранной теплоотдаю-
щей поверхности оказывается ниже допустимой; тогда часть
воздуха пропускают через обводной канал.
Схемы компоновки типовых секций подогрева из базовых те-
плообменников для кондиционеров КТ и их обвязка трубопрово-
дами даны на рис. 42. Теплообменники каждой вертикальной
группы одного ряда воздухонагревателя могут соединяться меж-
ду собою по теплоносителю параллельно (схемы 1—8) или по-
следовательно (схемы За — 8а), в зависимости от располагае-
мых давлений.
Параллельную схему применяют только при недостаточном
давлении для преодоления гидравлических сопротивлений после-
довательно соединенных теплообменников. Преимущество схе-
мы с последовательным соединением теплообменников заключа-
ется в увеличении скорости движения воды и, следовательно,
увеличении коэффициента теплопередачи. Вертикальные груп-
пы теплообменников одного ряда соединяются между собой па-
раллельно. Ряды теплообменников по ходу воздуха соединяются
по теплоносителю, как правило, параллельно.
4* М
Пример 19. Рассчитать и выбрать типовую секцию подогрева по сле-
дующим данным: G» = 45 000 кг/ч; /н = —28°С; /к = 25°С; тн = 150°С;
Тк = 70°С.
Решение. Предварительно принимаем типовую секцию подогрева для кон-
диционера КТ-40, состоящую из одного трехрядного однометрового и одного
трехрядного полутораметрового теплообменников, соединенных последова-
тельно по воде (схема 3 а, рис. 42) со следующими показателями (приложе-
ние 3):
Fw 205,2 м2; ?+с = 1,83 м2; f-rP = 0,00 381 м2
1. Определяем количество тепла, расходуемое на нагревание воздуха, по
формуле (77)
Q = 45 000-0,24(25 + 28) = 572 400 ккал/ч.
2. Определяем количество воды, проходящей через теплообменники, по
формуле (81)
irT = = 7155 кг/ч.
150 — 70
3. Определяем скорость воды в трубках теплообменника по формуле (82)
О> =------------------ --= 0,55 м с,
3000-951-0,00 381
где 951 —объемная масса воды при
тср= (150 + 70)/2 = 110°С.
4. Определяем массовую скорость воздуха в живом сечении теплообмен-
ника по формуле (78)
(ч) = wrrk =675 кгЯм2-с)-
5. По приложению 20, интерполируя по (иу) при ю = 0,5 м/с, находим
== 28,1 + (30,4 — 28,1)0,75 = 29,8 ккал/(м2-ч-°С).
6. Определяем расчетную поверхность теплообменника по формуле (80)
„ 572400
w — /
29 81 150 + 70 — ~28 + 25
* \ 2
= 177 м2.
2
Предварительно принятая типовая секция подогрева имеет теплоотдаю-
щую поверхность Fw = 205,2 м2-
Коэффициент запаса Ki = 205,2/177 — 1,16 находится в пределах реко-
мендуемых значений.
7. Сопротивление проходу воздуха прн массовой скорости (ау) =
= 6,75 кг/(м2-с) находим по приложению 21:
Я0 = 10,1 кгс/м2.
8. Сопротивление проходу воды Hw при последовательном соединении
теплообменников определяем по формуле (83)
1 я0-8 7 1^5 0,8 Т,в5
Hw = 26,85— - • 10» + 26,85-- , ____10« = 1250 +
4O4 404
1640 = 2890 кгс/м2
100
В связи с разным числом ходов в теплообменниках по формуле (83) опре-
делено сопротивление проходу воды для каждого теплообменника в отдель-
ности и затем взята их сумма.
§ 26. Увлажнение, охлаждение и осушка воздуха
в оросительных камерах
Необходимость в увлажнении наружного воздуха в зимнее
время наглядно иллюстрируется следующим примером. Влаго-
содержание наружного воздуха в холодный период, согласно
приложению 9, при наружных температурах от 0 до —20°С со-
ставляет 0,0049—0,0011 кг/м3 при полном насыщении. Относи-
тельная влажность воздуха в этот период 80%. Следовательно,
влагосодержание составляет в среднем 0,003-0,8=0,0024 кг/м3.
Если такой воздух нагревать, например, до -|-18оС, то относи-
тельная влажность воздуха, подаваемого в помещение, будет
? ~~ 0,0154 * СЮ — 15,6 /о.
Согласно строительным нормам относительная влажность
воздуха в помещениях должна быть 30—60%. Поэтому в холод-
ный период наружный воздух нужно увлажнять. Перед увлаж-
нением воздух должен быть предварительно нагрет.
В СКВ наибольшее распространение получило увлажнение
воздуха путем испарения воды в потоке увлажняемого воздуха.
При увлажнении воздуха в оросительных камерах кондицио-
неров применяются форсунки
У-1, приведенные на рис. 43.
Вода проходит по каналу
форсунки и поступает по каса-
тельной в цилиндрическую ка-
меру форсунки. Благодаря
центробежной силе вода полу-
чает вращательное движение
и выходит через коническое от-
верстие (сопло) в виде мель-
чайших капель.
Меняя крышку форсунки с
различными калиброванными
отверстиями от 3 до 5,5 мм и
изменяя давление воды перед
входом, можно получить раз-
личную производительность
форсунки и степень распыла
воды. Грубый распыл воды по-
лучается при выходных отвер-
стиях 4—5,5 мм и при давлении
воды перед форсункой 1 —
1,5 кгс/см2. Средний распыл об-
Рис. 43. Тангенциальная (угловая)
форсунка типа У-1:
1 — капроновый корпус; 2 — капроновая
пробка; 3— латунная шайба с выходным
отверстием
101
разуется при диаметре отверстия 3—3,5 мм и при давлении во-
ды около 2 кгс/см2.
Форсунки грубого и среднего распыла универсальны, т. е. мо-
гут как увлажнять, так и осушать воздух. Поэтому их следует
применять для изоэнтальпических и политропических процессов
увлажнения, охлаждения и осушки воздуха.
В типовых камерах центральных кондиционеров приняты
форсунки диаметром от 3,5 до 5,5 мм.
Производительность форсунок типа У-1, кг/ч, определяется
по формуле
г/ф = 38.5р°ф4Х38, (84)
где рф — давление воды перед форсункой, кгс/см2; d0 — диаметр
выпускного отверстия форсунки, мм.
Для удобства расчетов по этой формуле составлена номо-*
грамма (рис. 44).
Рис. 44. Производительность форсунок типа У-1 в зависимости от диаметра
выпускного отверстия и давления перед форсункой
102
Производительность капроновых форсунок с латунными
вкладышами примерно на 7% меньше, чем латунных форсунок,
по данным, приведенным на рис. 44.
Разбрызгиванием воды в потоке воздуха, движущегося через
оросительную камеру кондиционера, достигается большая по-
верхность контакта воздуха и воды. Это позволяет обрабаты-
вать воздух в ограниченном объеме камеры в течение весьма ко-
роткого времени (менее одной секунды).
Существенным фактором в процессе тепловлагообмена в ка-
мере является скорость движения воздуха. С увеличением ее ин-
тенсифицируется процесс тепловлагообмена. Однако исследова-
ния показали, что при грубом распыле и скорости, превышающей
3,6 м/с, часть капель воды уносится воздухом за пределы каме-
ры. Исходя из этих условий, определены размеры типовых оро-
сительных камер, изготовляемых заводами.
Аэродинамическое сопротивление камеры орошения, кгс/м2
t>2v
/У= (85)
где vK — скорость воздуха в поперечном сечении камеры, м/с;
Sg — сумма коэффициентов местных сопротивлений, кото-
рую для двухрядных камер типа КД и КТ можно при-
нимать равной 28;
у — объемная масса воздуха, кг/м3;
g— ускорение свободного падения, м/с2.
На интенсивность тепло- и влагообмена воздуха с водой вли-
яет много различных факторов (см. главу IV), аналитическое
определение которых крайне затруднено, особенно ввиду хао-
тического движения капель воды, характеризующегося перемен-
ными по значению и направлению скоростями, а также различно-
го и непрерывно изменяющегося (вследствие агломерации) диа-
метра капель воды.
Все вышеуказанное не позволяет определить действительную
поверхность тепло- и влагообмена. Поэтому современный уро-
вень теории и расчета процессов тепло- и влагообмена, происхо-
дящих в оросительной камере, не имеет строгой методики расче-
та камер и в практике пользуются эмпирическими (опытными)
данными, полученными на основании испытаний различных
камер.
В настоящее время в проектной практике широко применя-
ются следующие методы теплотехнического расчета форсуноч-
ных оросительных камер: метод Промстройпроекта, разработан-
ный в 1948 г. Б. В. Баркаловым; метод НИЙсантехники, разра-
ботанный в 1953—1960 гг. Е. Е. Карлисом, метод Сантехпроекта.
разработанный в 1960 г. Л. М. Зусмановичем.
Расчет оросительных камер по методу Промстромпроекта
Тепловой баланс оросительных камер представляется уравне-
нием полного количества тепла, обмененного между воздухом и
водой, согласно формулам (30), (31) и (33):
Qn — Q«(^H — Л<) = --twn) — Wc(twK--twn), (86)
где GK — количество воздуха, проходящее через оросительную
камеру, кг/ч; /к — начальная и конечная энтальпии обраба-
тываемого воздуха, ккал/кг; ц — W/GK=(I1I— /к)/(/т< — /ггн) —
коэффициент орошения воздуха водой, кг/кг; tw*, twx — началь-
ная и конечная температуры разбрызгиваемой воды, °C; W —
количество воды, разбрызгиваемой в оросительной камере, кг/ч.
При параллельных потоках воздуха и воды
идеальный политропический процесс теплообмена заканчивает-
ся, когда температуры воздуха и воды примут одинаковое зна-
чение, равное теоретической температуре воздуха /т (рис. 45).
Реальный процесс при той же начальной температуре возду-
ха /н и воды tWH и том же коэффициенте орошения ц заканчива-
ется при температуре воздуха tK и температуре воды отлич-
ных от /т, причем с увеличением коэффициента орошения р тем-
пература воды /mt приближается к /т.
При противотоке воздуха и воды идеальный по-
литропический процесс теплообмена заканчивается, когда темпе-
ратура воздуха будет равна начальной температуре воды /упь
Реальный процесс заканчивается при /к>^н.
При изоэнтальпических процессах температура воды tw по-
стоянна, но конечная температура воздуха в реальных процес-
сах выше, чем температура воды.
Рис. 46. Схема процессов охлаждения воз-
духа, построенная на I—d-диаграмме
В реальных политро-
пических процессах теп-
ло- и массообмена парал-
лельный ток сопровожда-
ется противотоком и пере-
крестным током воздуха
и воды, поэтому ни пер-
вый, ни второй варианты
идеализации процессов в
камерах не вполне зако-
номерны.
В практике принято
считать, что идеальные
процессы в оросительных
камерах заканчиваются,
когда теоретическая тем-
пература воздуха стано-
вится равной температуре
отработавшей воды: =
=twx> т. е. так же, как
для процессов с паралле-
льным течением воздуха
и воды.
Для расчета реальных
процессов тепло- и массо-
обмена В. В. Мухиным и
А. А. Гоголиным предло-
жен коэффициент полезного действия камеры по теплообмену
т]т, представляющий отношение действительной разности энталь-
пий Д/д=/н— /к реальных процессов теплообмена НК, HKi,
НК2, НКз (рис. 46) и других процессов, имеющих разность эн-
тальпий, к разности энтальпий 1Н — /т идеального процесса НТ,
который заканчивается, когда конечные температуры воздуха и
воды становятся равными между собой и теоретической темпе-
ратуре воздуха соответствующей условиям параллельного те-
чения воздуха и воды (рис. 45):
Г) = == Qj __
A Qt
где Од — действительное количество обмененного тепла, ккал/ч;
QT — теоретически возможное количество обмененного тепла,
ккал/ч.
В диапазоне сравнительно небольших изменений параметров,
которые имеют место в камерах орошения, энтальпию воздуха
можно считать функцией температуры по мокрому термометру
(см. рис. 46). При этих условиях
Qjl н ^м. к 4- /оо\
= ~57~ =--------t---
Vt 1м. н 1 Wn
105
(89)
теоре-
— на-
Из уравнений (86) и (88) получим
(JL _ 4 — К _____________________________Л/д_______
^М. н t ^М. Н ^М. |J ^тЛ^с, Д д
ме tWn, tWu, tWT — соответственно начальная, конечная и
гическая конечная температура воды, °C; /м.н, /м-к, Д/М.д
чальная и конечная температура воздуха по мокрому термоме-
тру и разность этих температур. °C; Д/С.д=/М н—twa — макси-
мальная разность между начальной температурой воздуха по
мокрому термометру и температурой воды, вступающей в те-
плообмен, °C.
Для всех процессов теплообмена с заданной разностью эн-
тальпий Д/д формула (89) содержит лишь одно условие
т]тД/с.д>Д/м.д и дает одинаковый результат при расчетах для
процессов НК, НКъ НКъ если начальная температура орошаю-
щей воды /уун постоянная.
В действительности же для заданных начальных параметров
воздуха и воды при выбранных параметрах оросительной каме-
ры может иметь место только один конечный результат. Чтобы
конкретизировать заданный процесс полного теплообмена НК.
его связывают с теплообменом по явному теплу путем продол-
жения прямой НК на / — d-диаграмме до пересечения с ф=
= 100% в точке Т, характеризующей теоретически возможную
температуру воздуха и воды.
Таким образом, на / — d-диаграмме фиксируются три точки
на изотермах /н, /к и /т; отношение отсекаемых ими отрезков
/н— /к и /н— /т, которое представляет собой отношение действи-
тельного количества явного тепла фд.я к теоретически возможно-
му количеству Qt.h, определяется коэффициентом эффективно-
сти теплообмена £, т. е.
Qjl. я _ tu - <[С
Ст. я
Отношение действительного количества полного тепла фд,
отданного воздухом, к теоретически возможному максимуму QT
в этом процессе приблизительно пропорционально отношению
соответствующих количеств явного тепла рд.я и фт.ю т. е. также
характеризуется коэффициентом эффективности теплообмена Е,
так как изотермы /н, tK и /т практически параллельны между со-
бой, а изоэнтальпы (адиабаты) полностью параллельны. Следо-
вательно, отрезки Д/д и Д/т пропорциональны отрезкам Л1Д=
~/ц -- /к И Л1т /я -- /т-
Отношение полных количеств тепла Q^/Qt определяет также
условия нагрева воды, участвующей в процессе, выражающиеся
в отношении отрезков, представляющих действительный нагрев
воды /игк — tWn к теоретически возможному tT — /wh.
Следовательно, коэффициент эффективности теплообмена в
lit
оросительной камере полностью характеризует условия явного
и полного теплообмена, т. е. справедливо равенство
Од _ Лс __ с /ги \
О / / / / t /
YT сн — 1т 7н — *т *т — lWu
Отсюда следует, что при заданной начальной температуре во-
ды, вступившей в теплообмен, для заданных начальных и конеч-
ных параметров воздуха имеет место только одна реальная, ко-
нечная температура отработавшей воды, °C
iwK = + (tT — tw*)E. (92)
Соответствующая ей начальная температура воды, °C, опре-
деляется из формул (86) и (91):
^=4 + -н-“/к 4- (93)
Из формулы (92) определяется разность между теоретически
достижимой /т и реальной конечной температурой воды iWHt *С
A/itk = ^t — tw* = £— 1 (94)
где bdw=twv.— twH-
Применяемые в настоящее время оросительные камеры рабо-
тают с коэффициентами эффективности теплообмена Е в преде-
лах от 0,8 до 0,95, и очень редко эти коэффициенты снижаются
до 0,7. Нагрев воды в оросительных камерах, как правило, не
превышает 3°С. В этих условиях Д^ук по формуле (94) будет
равно (Jg — 1 ) 3=0,75*С и в исключительных случаях может
доходить до — 1 ) 3=1,2°С.
На основании изложенного в практических расчетах рекомен-
дуется принимать
= 1°С, (95)
причем fT находится в точке Т пересечения продолжения прямой
НК с кривой <р = 100% (рис. 46).
При описанных выше условиях коэффициенты ijT и Е прак-
тически равны между собой.
Современные типовые двухрядные оросительные камеры кон-
диционеров типа КТ всех производительностей имеют длину
2,42 м (включая воздухораспределитель и каплеуловитель), кон-
диционеров КД — 1,8 м.
При одинаковой длине камеры и постоянной скорости движе-
ния воздуха в ней среднее время контакта между воздухом и
водой, а вместе с ним и коэффициент орошения зависят от
10J
высоты камеры. Например, условия контакта между воздухом и
водой в камерах высотой 2 м для КТ-30 и 5 м для КТ-160 и
КТ-250 одинаковы только в верхней части (h—2 м). Через ниж-
нюю часть высотой 3 м проходят добавочные потоки воды, па-
дающей сверху, и хотя эти потоки не имеют той капельной струк-
туры, что при выходе из форсунок, они все же повторно участ-
вуют в теплообмене и увеличивают эффективность.
На основе проведенных экспериментов установлено, что ко-
эффициент орошения зависит также от диаметра отверстия фор-
сунок типа У-1.
Б. В. Баркалов на основании обработки результатов экспе-
риментальных исследований различных авторов предложил сле-
дующие расчетные формулы для определения коэффициента оро-
шения р, кг/кг:
для камер высотой 1,5 м и более, т. е. камер кондиционеров
КТ-30 и больших, оборудованных форсунками грубого и сред-
него распыла, с диаметром отверстий от 3 до 5,5 мм
/ \1Т175
!x = 2,92H^l)-°’535hgr4£-) : (96)
для камер высотой менее 1,5 м, т. е. камер кондиционеров
КД-10 и КД-20, оборудованных форсунками диаметром 3—
5,5 мм,
(97)
[а = 2,891дс(г>'у)_0’5651 1g
Рис. 47. Секторы / — d-диаграммы для определения процессов обработки
воздуха в оросительной камере
1QB
где у—коэффициент, зависящий от диаметра выходного отвер-
стия форсунки, принимаемый по табл. 3; х— поправочный коэф-
фициент, учитывающий сектор диаграммы, в котором проходит
процесс обработки воздуха в камере, принимаемый по табл. 4
и рис. 47; (уу) —массовая скорость воздуха, кг/(м2-с); Е — ко-
эффициент эффективности теплообмена.
Сектор / — d-диаграммы, в котором протекают процессы об-
работки воздуха в оросительной камере, находят в зависимости
от значения коэффициента е, определяющего направление про-
цесса обработки воздуха:
е = 1000 'н~'к- = 1000 АЛ', (98)
dH — dK Ad* ' 1
где dH, /п и dKl 7К — соответственно начальные и конечные вла-
госодержания и энтальпии воздуха, г/кг и ккал/кг.
В секторе I / — d-диаграммы протекают процессы с положи-
тельными приращениями энтальпии 4/ и влагосодержания Ad.
Значения е в этом секторе положительны (табл. 4 и рис. 47).
В секторе II могут быть положительные приращения энталь-
пии и отрицательные приращения влагосодержания. В системах
кондиционирования воздуха никаких процессов в этом секторе
не бывает.
В секторе III приращения энтальпии и влагосодержания мо-
гут быть только отрицательные, е>0; значения коэффициента
х приведены в табл. 4,
В секторе IV приращения энтальпии отрицательные, а влаго-
содержания — положительные, В этом секторе все значения е
отрицательные, т. е. е<0. Значения коэффициента х см. в
табл. 4.
Произведя расчеты коэффициента орошения р по формулам
(96) и (97) и сопоставляя их результаты, можно видеть, что
расхождения в значениях коэффициентов р составляют от 0 до
3%. Приведенные материалы дают возможность по методу
Промстройпроекта определять коэффициент орошения р при
расчете и подборе оросительных камер всех размеров по фор-
муле
/ j хит
Р = 2,95^х('пу)-()’5631 1g ,—р- . (99)
Для облегчения расчетов по формуле (99) введем вспомога-
тельную величину рт — базовый коэффициент орошения
Ь = 2,95(®'Г)-о-5«Иег^т1 , (100)
тогда требуемый коэффициент орошения ц определится по фор-
муле
P = (101)
109
Таблица 3. Значения коэффициента у
Таблица 5. Значения базового коэффициента орошение
р.т, КГ/КГ
Кондиционер Диаметр выходного отверстия форсунки, мм Массовая скорость воздуха (wy), кг/(м*-с) Коэффициент эффективности теплообмена 7?
3 3,5 4 4,5 5 5,5
0,75 0,8 0,85 0,9 0,95
КД-10 КД-20 0,89 0,96 1,03 1,09 1,15 1,26
1 1,5 1,62 1,30 1,94 1,54 2.34 1,86 2,91 2,33 3,94 3,15
КТ-30 0,83 0,89 — — — — 2 2,5 1,1 0,98 1,31 1,17 1,59 1,40 1,99 1,76 2,69 2,38
от КТ-40 до КТ-260 3 0,89 1,06 1,27 1,59 2,16
—-- — 0,95 1 1,05 1,14 3,5 0,81 0,97 1Д7 1,46 1,98
Таблица 4. Значения коэффициента х
Значения угловых коэффициентов е луча процесса на 7—d-диаграммс
Конди пионер Диа- метр фор- сунки, мм £=0 изоэн- таль- Гпиче- ский про- цесс от 0 до-!- ОО Ш сек- от 0 до+ 100 от +100 до+200 от+ 200 ДО+300 от+300 до -1-400 от+400 до+500 от+ 500 ДО+оо от 0 до—100 от—100 до—500 от—500 до -1000 от -1000 до —2000 от -2000 ДО -5000 от -5000 ДО —оо
тор ди- аграм- мы I : сектор диаграммы IV сектор диаграммы
КД-10 3-3,5 0,28 1 0,35 0,45 0,55 0,7 0,85 0,95 0,35 0,45 0,65 0,8 0,9 1
КД-20 4-5,5 0,44 1 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 0,5 0,6 0,75 0,85 0,95 1
КТ-30 3-3,5 0,28 0,86 0,3 0,4 0,5 06 0,7 0,8 0.3 0,45 0,6 0,7 0,75 0,85
от КТ-40 до КТ-250 4-5,5 0,44 0,86 05 0,55 0,6 0,7 0,75 0,85 0,5 0,55 0,65 0,75 0,8 0,85
Рис. 48. Номограмма для определения базовых коэффициентов орошения рт
для всех видов и размеров центральных кондиционеров КД-10, КД-20 н КТ
Значения рт, вычисленные по формуле (100), приведены в
табл. 5 и на номограмме (рис. 48).
Значения поправочных коэффициентов у и х приведены соот-
ветственно в табл. 3 и 4.
Теплотехнический расчет оросительной камеры начинают с
построения процесса обработки воздуха на / — d-диаграмме. По
заданным начальным параметрам (/н, /н, dH) воздуха, поступаю-
щего в камеру, и конечным параметрам (£к> /к, dK) воздуха, вы-
ходящего из камеры, в результате построения процесса на
/ — d-диаграмме в точке пересечения линии процесса с кривой
qp—100% находят теоретическую температуру воды, выходящей
из камеры /т, и соответствующие параметры воздуха в этой
точке.
Затем по заданному количеству обрабатываемого воздуха
GK подбирают ближайшую типовую оросительную камеру боль-
шей или равной производительности с живым сечением для про-
хода воздуха (см. приложение 2).
Предварительно задаются диаметром выходного отверстия
форсунок d0=3,5—5,5 мм. (Выбор форсунок уточняется в после-
дующих расчетах). Затем по формуле (98) находят значение
коэффициента е, определяющего сектор / — d-диаграммы, в ко-
тором протекает процесс.
ill
Коэффициент эффективности теплообмена Е находят по фор-
муле (91).
Значение массовой скорости движения воздуха, кг/(м2-с),
находят по формуле
и=А- (102)
Базовый коэффициент орошения цт, кг/кг, находят по табл. 5
или по номограмме (рис. 48).
Значения поправочных коэффициентов у и х принимают по
данным табл. 3 и 4, после чего по формуле (101) находят коэф-
фициент орошения ц.
По известным величинам р и GK из формулы (86) определя-
ют величину W ~ общее количество воды, разбрызгиваемой в
оросительной камере, кг/ч.
Типовые оросительные камеры изготовляются с числом фор-
сунок в ряду 18 и 24 шт. на 1 м2 поперечного сечения камеры.
Предварительно принимают плотность расположения форсунок
18 шт./(м2-ряд) и находят по приложению 2 общее число фор-
сунок Нф в камере. Затем определяют требуемую производитель-
ность форсунки, кг/ч
= (ЮЗ)
По известной производительности форсунки q$ и графику
(см. рис. 44) определяют требуемое давление воды перед фор-
сунками рф, которое должно находиться в пределах от 1 до
2 кгс/см2.
Если значения рф выходят за указанные пределы, то изменя-
ют либо диаметр выходного отверстия d0, либо плотность распо-
ложения форсунок и соответственно корректируют расчет. Для
капроновых форсунок с латунными вкладышами, которые имеют
производительность на 7% меньшую, чем латунные, при опреде-
лении требуемого давления воды перед форсунками по графику
рис. 44 вместо следует принимать значение i/ф, определяемое
по формуле
?Ф = 9ф/0,93. (104)
Расход холода в оросительной камере, ккал/ч, определяют по
формуле
Qx=GK(/H-/J, (105)
нагрев воды в камере — по формуле
= — Лгн —(106)
начальную температуру воды — по формуле
/«'ll = t(FK—(107)
1t2
Рассмотрим примеры расчета и выбора типовых ороситель-
ных камер.
Пример 20. Рассчитать по методу Промстройпроекта оросительную
камеру для кондиционера при следующих исходных данных: количество обра-
батываемого воздуха GK ~ 57 200 кг/ч; параметры воздуха, поступающего
в камеру: 1В — 28,7°С, /Е = 13,4 ккал/кг, dH — 10,6 г/кг; параметры воздуха
после камеры: tK — 13°С, 7К = 8,35 ккал/кг; dt< = 8,6 г/кг, ср = 90%.
Требуется выбрать типовую камеру, определить диаметр и количество
форсунок, расход воды, начальную и конечную температуры воды, необходи-
мое давление перед форсунками и расход холода на обработку воздуха.
Решение, 1. Наносим на I — d-диаграмму (рис. 49) точки, характеризую-
щие начальное (точка Н) и конечное (точка К) состояния воздуха. Точку Н
соединяем с точкой К и продлеваем эту прямую до пересечения с кривой
ЧР = 100% в точке W. Находим на I — d-диаграмме параметры воздуха в точ-
ке W\ tw = 11,1 °C, 7w = 7,7 ккал/кг, dw = 8,4 г/кг.
2. Для заданного количества обрабатываемого воздуха принимаем типо-
вую оросительную камеру кондиционера КТ-60, имеющую живое сечение для
прохода воздуха — 3,405-2,003 = 6,82 м2. Предварительно принимаем
капроновые форсунки с латунным вкладышем и диаметром выходного отвер-
стия do = 4,5 мм.
3. По формуле (98) находим значение углового коэффициента е, опреде-
ляющего сектор 7 — d-диаграммы, в котором протекает процесс обработки
воздуха:
. = 1000 13,4 — 8,35 = 2525 ккал/кг
10,6 — 8,6
что соответствует третьему сектору (см.
рис. 47).
4. Коэффициент эффективности тепло-
обмена находим по формуле (91)
£ _ __ 28,7 — 13 ____q q
*н—Лг 28,7—11,1
5. Находим значение массовой скорос-
ти воздуха в камере по формуле (102)
(m) = 5L200-----=-2,34 кг'(м2-с).
4 " 3600 6.82 v ’
6. Базовый коэффициент орошения цт
находим по рис. 48: цт=1,8 кг/кг.
7. Значения поправочных коэффициен-
тов у и х находим соответственно по табл.
3 и 4: у=1 и х = 0,86.
8. По формуле (101) находим требуе-
мый коэффициент орошения
ц = — 1,8-1,0-0,86 = 1,55 кг/кг.
9. Общее количество разбрызгиваемой
воды в оросительной камере
П? = = 1,55-57 200 = 88 660 кг/ч.
10. Предварительно принимаем плот-
ность расположения форсунок в ряду
18 шт./м2, тогда обшее число их в принятой
Рис. 49. Схема построения про-
цесса теплообмена в камере
орошения при расчете по мето-
ду Промстройпроекта
ИЗ
двухрядной камере Пф=234 шт. (приложение 2). Требуемая производитель-
ность одной форсунки по формуле (103)
?Ф = — 88 660/234 = 378 кг/ч.
11. Условная производительность форсунки, учитывая снижение произво-
дительности капроновой форсунки по сравнению с латунной, для которой со-
ставлен график рис. 44,
7ф = <?ф/0,93 = 378/0,93 = 407 кг/ч.
Давление воды перед форсунками do = 4,5 мм по рис. 44 р = 1,75 кгс/см2,
что находится в рекомендуемых пределах (1—2 кгс/см2). Предварительно
принятую плотность расположения форсунок 18 шт./(м2-ряд) оставляем без
изменения.
12. Конечную температуру воды на выходе из оросительной камеры на-
ходим по формуле (95)
tWK = — 1 = 11,1 — 1 = 10, ГС.
13. Расход холода в камере определяем по формуле (105)
Qx = GI((ZB — /к) = 57 200(13,4 — 8,35) = 288 860 ккал/ч.
14. Действительный нагрев воды в камере определяем по формуле (106)
™ = _2*_ = 288 860 . 3,25°С.
w W 88 660
15. Начальная температура воды по формуле (107)
= 10,1 - 3,25 = 6,85°С.
Таким образом, для обеспечения заданных параметров воздуха пригодна
типовая камера кондиционера КТ-60 с форсунками do = 4,5 мм общим чис-
лом Лф = 234 шт. Начальная температура воды /уии = 6,85°С, конечная
/Wk = 10,ГС, расход воды W — 88 660 кг/ч, требуемое давление воды перед
форсунками рф 1,75 кгс/см2.
опре-
Расчет оросительных камер по методу НИИсантехники
В результате экспериментальных исследований большого чи-
сла оросительных камер, оборудованных стандартными форсун-
ками с диаметром выходных отверстий от 3,5 до 5 мм, проведен-
ных НИИсантехники, получены следующие формулы для
деления коэффициентов полного теплообмена в камерах:
для политропических процессов
£1 *м. к ,
= 1---7--ZT7 »
*м. н— г«7н
для изоэнтальпических (адиабатических) процессов
Е* 1 ^М. Я
= л ___t
ги *м. я
(Ю8)
= 1 —
(Ю9)
^м. н
где /м.н и ^м.к — начальная и конечная температуры воздуха по
мокрому термометру, °C;
114
iwH и tWH — начальная и конечная температуры воды, обра-
батывающей воздух в камере, °C;
и tK — начальная и конечная температуры воздуха
(по сухому термометру), обрабатываемого в
камере, °C.
С помощью коэффициента полного теплообмена Е в общем
случае можно определять только один параметр конечного со-
стояния воздуха — его энтальпию /к. Для вычисления второго
параметра — конечной температуры воздуха по сухому термо-
метру — дополнительно пользуются коэффициентом теплооб-
мена
Е' = 1----*к~*м к (110)
ГН — ГМ. и
Коэффициент Е' пригоден для оценки всех процессов обра-
ботки воздуха, включая изоэнтальпический (в этом случае
*m.k=4i.k и Е'=1 — = Еа). Поэтому коэффициент эф-
гм.н
фективности Е' назван универсальным.
Совместное использование коэффициентов Е и уравнения
теплового баланса позволяет выполнять любые расчеты, вклю-
чая определение конечных или начальных параметров воздуха.
В процессе исследований установлены функциональные за-
висимости для коэффициентов эффективности теплообмена:
£' = Л(^Т). I*, ’• do|; Ez = M(ot), (х, z, d0]-
Поэтому для вычисления значений коэффициентов эффективно-
сти необходимо знать: массовую скорость воздуха в поперечном
сечении камеры (ау), коэффициент орошения р, число рядов
форсунок z, диаметр выходного отверстия форсунки и ее про-
изводительность <?ф.
В табл. 6 приводятся рекомендуемые значения коэффициентов
эффективности теплообмена для типовых двухрядных форсуноч-
ных камер при их номинальной производительности по воздуху
при (^у)^З кг/(м2-с) и плотности расположения форсунок
184-24 шт./(м2-ряд).
В расчетах при помощи коэффициентов эффективности испо-
льзуют также уравнение теплового баланса
7Н === н 4. к) == Iх (^V/к Ля/н) » (111)
где т^0,7 — коэффициент пропорциональности между энталь-
пией и температурой воздуха по мокрому термометру.
Из формулы (111) можно получить конечную температуру
воды в камере
/г к = An, + . (112)
L
115
9И
Таблица 6. Значения коэффициентов эффективности теплообмена Е, ЕЛ и Е'
Процессы обработки воздуха Диаметр выпускного отверстия форсунки» мм Коэффициенты эффективности теплообмена Значения коэффициента орошения |х, кг/кг
0,5 0,6 0,7 0,8 0,0 1 м 1.2 1.3 1.4 1,5 1,6 1,7 1,8 и более
Изоэнтальпическое 3,5 Га 0,71 0,76 0,8 0,82 0,86 0,89 0,91 0,935 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96
увлажнение 4-5 Га — — 0,75 0,77 0,79 0,82 0,84 0,85 0,865 0,89 0,895 0,9 0,92
Одновременное ох- лаждение и осуше- ние, охлаждение без изменения влагосо- держания, одновре- 3,5 Е 0,785 0,815 0,845 0,875 0,9 0,92 0,92 0,92 0,92 0,92 0,92
менное охлаждение и 3,5 Е' —‘ — 0,79 0,825 0,86 0,89 0,92 0,95 0,95 0,95 0,95 0,95 0,95
увлажнение с пони- 4-5 Е — — — 0,68 0.7 0,72 0,74 0,76 0,775 0,79 0,81 0,82 0,83 0,84
жением энтальпии 4-5 Е' — —< 0,73 0,755 0,775 0,795 0,815 0,835 0,85 0,865 0,88 0,895 0,9
Одновременное ох- лаждение и увлажне- ние с повышением эн- тальпии, изотерми- 3,5 Е 0,765 0,78 0,80 0,815 0,825 0,84 0,86 0,865 0,87 0,87 0,87 0,87 0,87 0,87''
ческое увлажнение, 3,5 Е' 0,815 0,83 0,85 0,865 0,875 0,89 0,9 0,905 0.915 0,915 0,915 0,915 0,915 0,915
одновременный подо- 4-5 Е — — — 0,8 0,82 0,83 0,84 0,85 0,85 0,85 0,86 0,87 0,875 0,88
грев и увлажнение 4-5 Е' — — -— 0,785 0,79 0,81 0,82 0,83 0,845 0,86 0,87 0,88 0,89 0,89
Примечание. В зависимости от массовой скорости воздуха (оу) в камере значения коэффициентов эффективности, приведенные в данной
таблице, необходимо умножить на поправочный коэффициент: при (с/у), кг/(м2-с): 2,2; 2,4; 2,6; 2,3; 3 н более
а: 0,93; 0,94; 0,95; 0,96; 1.
Таблица 7. Типы расчетов форсуночных камер
Тип расче- та Заданные параметры Неизвестные
I Начальное состояние воздуха /в, ^м.н, /в, du Конечное состояние воздуха 4, *м.к, /к, $к Универсальный коэффициент эффек- тивности теплообмена Е' Конструктивные характеристики ка- мер 2, п, d0 Количество воздуха GK Коэффициент эффективности полного теплообмена Е Начальная и конечная темпе- ратуры обрабатывающей воды ^WB И /wk Коэффициент орошения ц Количество воды W
II Начальное состояние воздуха 1а, Itl, da Количество воздуха и воды GK, W, |i=W7GK Начальная температура воды iwn Конструктивные характеристики ка- меры 2, п, do Коэффициенты эффективности теплообмена Е н Е' Конечное состояние воздуха ^Н, ^М.К, Л?» Конечная температура воды /wk
Совместное использование коэффициентов Е и Е' и уравне-
ния (111) позволяет выполнять все типы расчетов форсуночных
камер, которые представлены в табл. 7.
Расчеты I типа встречаются, как правило, при проекти-
ровании, а расчеты II типа — при наладке п эксплуатации си-
стем кондиционирова-
ния воздуха.
Пример 21. Рассчи-
тать по методу НИИсантех-
ники оросительную камеру
для условий примера 20:
<?к=57 200 кг/ч; /Н = 28,7°С;
/н = 13,4 ккал/кг; dB =
= 10,6 г/кг; /ы.н = 19,5°С;
tK = 13°С; /к=8,35 кк ал/кг;
<2к=8,6 г/кг; <р = 90%; /м.к =
= 12,1 °C (рис 50).
Требуется выбрать ти-
повую камеру, определить
число и диаметр форсунок,
расход воды, начальную и
конечную тем пер ату ры во-
ды, необходимое давление
перед форсунками, расход
холода на обработку воз-
духа.
Решение. Как видно из
табл. 7, расчет относится к
I типу.
1. Определяем универ-
сальный коэффициент тепло-
обмена в камере орошения
Рис. 50. Схема построения процесса теплообме-
на в камере орошения прн расчете по методу
НИИсантехники
U7
по формуле (110)
13- 12,1
,7 — 19,5
2. Принимаем к установке типовую камеру номинальной производитель-
ностью 60 000 м3/ч с живым сечением для прохода воздуха /7К = 6,82 м2.
Массовая скорость воздуха (из примера 20) (уу) = 2,34 кг/(м2-с). В свя-
зи с тем, что (иу) < 3 кг/(м2-с), значения Ef должны быть умножены на по-
правочный коэффициент а = 0,93. Для достижения требуемого значения
Е' = 0,9 необходимо принять форсунки с do — 3,5 мм и коэффициентом оро-
шения р, = 1,3 кг/кг (табл. 6). При этих условиях Е' = 0,95-0,93 ~ 0,9,
соответствующее значение Е ~ 0,92- 0,93 « 0,86.
3. Из уравнения теплового баланса (111) находим конечную температуру
воды
# __/ 1 Ai Ас ________ # । 13,4 8,35 ___л I о пор
£ЛГк —' --------ЧГн "г --------pg------- ~
Подставляя это выражение и значение Е ~ 0,86 в уравнение (108) и ре-
шая его относительно Zwh, вычисляем значения начальной и конечной тем-
пературы воды:
А1.и
__ *м.к г _ — (^IFh + 3,9)
1 — Е 1 1 — 0,86
tWH = 5,2°С и tWK = 5,2 + 3,9 = 9,1°С.
В связи с полученным низким значением которое рекомендуется
принимать не ниже 6,5°С (согласно СНиП 11-33-75 температура воды на вы-
ходе из кожухотрубных испарителей хладоновых компрессорных холодильных
машин должна быть не ниже 6°С), увеличиваем коэффициент орошения и при-
нимаем ц = 1,55 по аналогии с примером 20.
4. По данным табл. 6 увеличение коэффициента ц до 1,55 на значения Е
и Е' не оказывает влияния, т. е. сохраняются значения Е' «0,9 и Е«0,86.
5. Из уравнения теплового баланса (111) определяем twK при значении
ц = 1,55:
I — I । Ai Л< ___________ / I 13,4 8,35 __ л о огг-п
— г1Гн ---------- ~ ЧУн “Г ---j-gg------1 Wia +
Подставляя это выражение и величину Е ~ 0,86 в уравнение (108) и ре-
шая его относительно находим значения tvra и twK:
тогда twv = 7Д°С и ЛУк = 7,1 + 3,25 = 10,35DC.
6. Предварительно принимаем плотность расположения форсунок
24 шт./м2, тогда общее количество форсунок в принятой камере Дф = 312 шт.
В связи с тем, что значение р такое же, как в примере 20, расход воды
принимаем по данным примера 20: W = 88 660 кг/ч.
7. Требуемая производительность одной форсунки по формуле (103)
дф = Ж/п* = 88 660/312 = 284 кг/ч.
8. Условная производительность форсунки по формуле (104)
9о/0,93 = 284/0,93 = 306 кг/ч.
Требуемое давление воды перед форсунками по графику рис 50 р$ =
11В
= 2 кгс/см2, что соответствует верхнему пределу рекомендуемых значений.
Очевидно, что нет необходимости в проверке возможности применения каме-
ры с плотностью расположения форсунок 18 шт./м2, так как требуемое дав-
ление воды рф превысит 3 кгс/см2, т. е. выйдет далеко за пределы рекомендуе-
мых значений.
9. Расход холода в камере, по данным примера 20, Qx = 288 860 ккал/ч.
Таким образом, для обеспечения заданных параметров воздуха подходит
типовая камера кондиционера КТ-60 с форсунками do = 3,5 мм общим числом
.312 шт. Начальная температура воды twa — 7, ГС, конечная twx = 10,35°С.
Расход воды W = 88 660 кг/ч. Требуемое давление воды перед форсунками
рф = 2 кгс/см2.
Сравнивая с результатами расчета по методу Промстройпро-
екта, можно констатировать, что в примере 21 число форсунок
«Ф увеличено до 312 шт. при уменьшении диаметра d0 до 3,5 мм
(в примере 20 п=234 шт. и d0=4,5 мм). Давление воды р$ уве-
личилось до 2 кгс/см2, вместо 1,75 кгс/см2. Следовательно, рас-
ход энергии на подачу воды к форсункам увеличится на
2о__1 75
’ i 75’— • 100 =14,2%, поскольку расходы воды одинаковы.
Однако начальная температура воды twn в примере 20 выше на
0,25°С, что уменьшит расход энергии на охлаждение воды. В свя-
зи с этим оба метода расчета можно признать равноценными,
и практически выбор следует осуществлять в зависимости от па-
раметров воды, поступающей от источника холодоснабже-
ния.
Расчет оросительных камер по методу
Сантехлр секта
Метод Сантехпроекта базируется на зависимости коэффици-
ентов орошения воздуха водой от следующих величин (рис. 51):
от заданной эффективности процесса по полному теплу
р __ \ I _ __ 7ц /к______.
£ ш - /н - /р. и - 0,24«н - н) ’
то же, по явному теплу
Ет=1Т=-^~!к (114)
Гн Гр. и
и от температурного критерия
/Hi - ~ (И5)
н * р. ы
где /н—/р.н — гигрометрическая разность температур, °C; 1В,
ta — энтальпия, ккал/кг, и температура, °C, воздуха, поступаю-
щего в оросительную камеру; IK, tK — энтальпия, ккал/кг, и тем-
пература, °C, воздуха, выходящего из оросительной камеры;
^р.н, /р.и —температура точки росы воздуха, °C, поступающего
в оросительную камеру и соответствующая ей энтальпия,
119
Рис. 51. Схема построения процес-
са теплообмена в камере орошения
при расчете по методу Сантехпро-
екта
ккал/кг; twa~ температура воды
при выходе из форсунок, °C.
Значения коэффициентов оро-
шения ц для процессов охлажде-
ния при осушении и увлажнении
воздуха (III и IV секторы I—d-
диаграммы, рис. 47) при гигро-
метрической разности температур
11°ССА/р=/=—/р.вй£23°С опре-
деляется по формулам:
|Х = [Л1=И2, (116)
.117)
1*2 =
АГ
С(1-р И,)" —D
(Н8)
Величины А, К, С, D, т, п для
камер с форсунками с?0=3-г-5 мм
приведены в табл. 8.
Значения у, по формулам
(117) и (118) можно определить
только путем последовательных
приближений.
Таблица 8. Значения А, К, С, D, гл и п для формул (117) и (118)
Диаметр выходного отверстия форсунок а0. мм Л С D т п
3 2.86 2.4 1,85 1,05 0.624 0,316
4 2,56 2,18 1,77 1 0,56 0,3
5 2,96 2,47 2,2 1,41 0,53 0,25
§ 27. Обработка воздуха в камерах
с орошаемой насадкой
Кроме форсуночных камер обработку воздуха можно произ-
водить в камерах с орошаемой насадкой. Насадки изготовляют-
ся из различных не поддающихся гниению или коррозии мате-
риалов: фарфоровые кольца Рашига и металлическая струж-
ка, латунные, алюминиевые, капроновые, винипластовые сет-
ки и пр. Преимуществом орошаемых слоев является полу-
чение более развитой поверхности соприкосновения воды и
120
шивание. 15 резулъчгпъ эияъ
достигается высокая эффек-
тивность тепло- и влагообмена
при малых коэффициентах оро-
шения и низком давлении во-
ды, при малых габарлгзх
жнительных камер и сравни-
тельно низком аэродинамичес-
ком сопротивлении. Кроме то-
го, при проходе воздуха через
орошаемый слой происходит
дополнительная очистка возду-
ха от пыли.
Камеры с орошаемым сло-
ем-насадкой широко использу- .
ются в химической промыш-
ленности (так называемые
скрубберы). В вентиляцион-
ной технике они впервые были
применены в конце 20-х годов
нашего столетия, т. е. на заре
зарождения кондиционирова-
ния воздуха.
На рис. 52 представлена ка-
мера с орошаемой насадкой,
которая состоит из кожуха 6
прямоугольного сечения, внут-
ри которого расположен рабо-
чий слой насадки 4 из фарфо-
Рис. 52. Обработка воздуха в каме-
рах с орошаемой насадкой:
/ — поддон: 2 —змеевик; 3 —патрубок для
поступления воздуха; 4— рабочий слой на-
садки; 5 — форсунка для распыления во-
ды (нли рассола); 6 — кожух камеры; 7 —
каплеотдслитель; 3 — вентилятор; 9 — вы-
ходной патрубок для воздуха; /0 —дожде-
вое пространство; 11 — насос; 12 — фильтр
для очистки воды
ровых колец Рашига размером
25X25X3 мм, лежащих на металлической сетке с живым сечени-
ем 85% и создающих извилистый проход для воздуха. Над на-
садкой расположены форсунки 5 грубого распыла, орошающие
насадку холодной водой. Вместо форсунок может быть примене-
на перфорированная труба с диаметром отверстий 6—7 мм до
1000 шт./м2. Над форсунками устанавливается каплеотдели-
тель 7 или второй, так называемый отбойный, слой колец, пред-
отвращающий вынос воздухом мелких капель воды.
Воздух, поступающий через отверстие 3 снизу под рабочий
слой насадки 4, обрабатывается в результате контакта его с оро-
шаемой поверхностью насадки, а также при прохождении через
дождевое пространство камеры 10. Движение воздуха — проти-
воточное по отношению к орошающей воде и осуществляется
при помощи вентилятора 8. Выход воздуха с заданными пара-
метрами осуществляется через приточное отверстие 9.
Обработанная вода стекает в поддон и оттуда, пройдя
фильтр, циркуляционным насосом 11 вновь подается к форсун-
121
кам. Вода может охлаждаться в поддоне при помощи змеевика,
по которому циркулирует хладоагент.
Толщина рабочего слоя насадки 200—400 мм. Толщина от-
бойного слоя 100—200 мм. Число колец, содержащихся в 1 м5,
составляет примерно 50 000 шт., а их общая поверхность равна
220 м2. Скорость воздуха, отнесенная к лобовому сечению на-
садки, принимается в пределах 0,8—1,2 м/с.
Высота дождя Г, представляющая собой отношение количе-
ства орошающей воды W. м3/ч, к площади лобового сечения оро-
шаемого слоя насадки Г, м2, принимается 4—6 м/ч. Массовая
скорость воздуха в лобовом сечении насадки составляет 1—
1,5 кг/(м2-с). При этих данных коэффициент орошения р =
=0,84-1 кг/кг.
Камерам с орошаемой насадкой свойственны все функции
форсуночных камер. Поэтому они могут быть оборудованы в за-
висимости от потребности всеми другими элементами: калори-
ферами первого и второго подогрева воздуха, первой и второй
рециркуляциями воздуха и т. д. Однако в большинстве случаев:
камеры с орошаемой насадкой применяются для охлаждения
воздуха, т. е. в качестве воздухоохладителей.
В камере с орошаемой насадкой в зимнее время можно на-*
гревать воздух низкотемпературной водой (25—40°С) промыш-
ленных предприятий. Если над насадкой разбрызгивается ре-
циркулирующая вода, то обработка воздуха, проходящего через
воздухоохладитель, будет изоэнтальпической. Схема обработки
воздуха и построение ее процессов производится на I — d-диа-
грамме аналогично обработке воздуха в промывных камерах
кондиционеров.
Луч процесса обработки воздуха в слое колец проходит через
точки начального и конечного состояний воздуха. При этом ко-
нечное состояние принимается на <р=90%. Однако в точке пере-
сечения луча с ф = 100% ее изотерма соответствует средней тем-
пературе орошающей воды в слое колец (а не конечной, как это
было в форсуночных камерах).
Ниже излагается предложенный А. А. Гоголиным метод рас-
чета воздухоохладителей с орошаемой насадкой из колец Рашп-
га, с помощью которого находят:
1. Полное количество тепла, отведенное от воздуха в возду-
хоохладитель, ккал/ч
<?п=ок(/н-/к). (119}
2. Количество явного тепла, отведенное от воздуха, ккал/ч
Q, = GKc(^-U- (120>
Кроме того, количество явного тепла, отведенное от воздуха,
может быть определено по формуле
= (121)
ш
где k — коэффициент теплообмена, ккал/(м2«ч-°С), определяе-
мый согласно экспериментальным данным по формуле
k = (280 + 164О8)Го.42(т>т)°.5+о.б«,
(122)
где б — толщина рабочего слоя насадки, м; Г — высота дождя,
м/ч; (гу) — массовая скорость воздуха, отнесенная к лобовому
сечению, кг/(м2-с); F—площадь лобового сечения орошаемого
слоя насадки, м2; О = —----------------среднелогарифмическая
-- сур
2.31? t ~Г~
разность температур; tw— средняя температура воды в возду-
хоохладителе, определяемая из построения процесса на
1—d-днаграмме, °C.
3. Площадь лобовой поверхности воздухоохладителя, м2
GK
3600(vy) ’
(123)
Подставляя в выражение (122) значение k, полученное из
формулы (121), и принятые величины Г и (гу), решают его от-
носительно неизвестной толщины рабочего слоя насадки б.
4. Количество орошающей воды, кг/ч
W = юоогл
(124)
5. Проходя через орошаемый (рабочий) слой насадки, вода
нагреется на
Mw=QJW. (125)
6. Начальная температура воды, °C
А/ if/
twn = tw----------------------(126)
7. Сопротивление рабочего слоя насадки по воздуху опреде-
ляется по формуле, предложенной А. А. Гоголиным, кгс/м2:
$рвб = [448 4- (0,75 4- 4,68)Г]^Л-«. (127)
8. Сопротивление отбойного слоя из колец Рашига, кгс/м2
^огб^ззе^ьвз, (128)
где v — скорость воздуха, м/с, отнесенная к лобовому сечению
насадки (колец Рашига).
Пример 22. Рассчитать воздухоохладитель с орошаемой насадкой из
*шец Рашига для охлаждения воздуха Glt = 10 000 кг/ч от начальных пара-
123
метров tB = 30°С и фн = 35% до конечной температуры — 22°С н (рк =
= 50%, если средняя температура орошающей воды tw ~ 12°С.
Решение, Находим по / — ^-диаграмме остальные начальные н конечные
параметры обрабатываемого воздуха: /н = 30°С; <рн = 35%; /н =
= 12,9 ккал/кг; dH = 9,4 г/кг; = 22°С; фк = 50%: /к = 10,4 ккал/кг;
= 8,4 г/кг.
1. Определяем полное количество тепла, которое необходимо отвести от
воздуха в воздухоохладитель, по формуле (119)
Qn = 10 000(12,9— 10,4) = 25 000 ккал/ч.
2. Количество явного тепла, отводимого от воздуха, по формуле (120)
составит
QH= 10 000-0,24(30 — 22) = 19200 ккал/ч.
3. По формуле (123) определяем лобовую поверхность рабочего слоя на-
садки, принимай скорость воздуха в лобовом сечении v = 1 м/с:
F =____Ч0??_____= 2,32 м3.
3600-1,0-1,2
Принимаем воздухоохладитель прямоугольного сечения размерами в пла-
не а X 6 = 1,5X 1,5 м.
4. Определяем среднелогарнфмическую разность температур
5. Находим из формулы (121) коэффициент ивного теплообмена
k =----19-20-— = 617 ккал/(м2-ч-°С).
2,32-13,4
6. Для принятой (ну) = 1,2 кг/(м2-с) принимаем высоту дождя Г =
~ 2 м/ч и из формулы (122) находим толщину рабочего слоя насадки;
617 = (280+ 16406) 2°-42-1,2°-5+0^,
откуда 6 = 0,15 м.
Для определения толщины рабочего слои насадки имеются номограммы,
которые приводятся в специальной литературе.
7. Количество охлаждающей воды определяем по формуле (124)
W = 2-2,32-1000 = 4640 кг/ч.
8. По формуле (125) определяем, на сколько градусов нагреется вода
в воздухоохладителе:
Mw = 25 000/4640 = 5,39°С.
9. Начальную температуру охлаждающей воды можно определить по
формуле (126)
= 12 - = 9,3°С.
124
Коэффициент теплопередачи (cgxi \кг%м/!№.ч?с) Моссобич скорость йтЛ (yfyhzftfti)
Рис. 53. Номограмма для определения толщины рабочего слоя орошаемой
насадки
10. Сопротивление рабочего слоя насадкн по воздуху найдем по форму-
ле (127)
Зраб = [44*0,15+ (0,75+ 4,6-0,15)-2]-1 = 16,08 кгс/м2.
Отбойный слой колец принимаем равным 50% толщины рабочего слоя,
т. е. боте = 0,15-0,5 = 0,075 м, а сопротивление его определяем по форму-
ле (128)
Sot5 = 33*0,075 = 2,48 кгс/м2.
11. Суммарное сопротивление воздухоохладителя с учетом сопротивления
дождевого пространства, сеток и прочего составляет
SB= (16,08 + 2,48)1,06 = 19,5 кгс/м2
Для вычисления толщины рабочего слоя орошаемой насадки
А. А. Гоголиным предложена номограмма, представленная на
рис. 53. Ход решения показан штриховой линией.
§ 28. Охлаждение и осушка воздуха
в поверхностных воздухоохладителях
В СКВ для охлаждения и осушения воздуха широко приме-
няются ребристые теплообменные аппараты, так называемые
поверхностные воздухоохладители. Если наружная поверхность
воздухоохладителей орошается водой, то воздухоохладители на-
зываются орошаемыми и при помощи их можно увлажнять об-
рабатываемый воздух.
125
Рис. 54. Изменение состояния
воздуха в поверхностном воз-
духоохладителе
Поверхностные воздухоохл а ди -
тели могут работать:
в режиме «сухого» охлаждения
воздуха, т. е. без выпадения конден-
сата из водяных паров, находящих-
ся в обрабатываемом воздухе;
в режиме охлаждения и одновре-
менного осушения воздуха с выпа-
дением конденсата из воздуха без
орошения поверхности воздухоохла-
дителя;
в режиме охлаждения и осуше-
ния воздуха при орошении воздуха
и поверхности воздухоохладителя
водой, распыляемой форсунками.
В поверхностных воздухоохлади-
телях для охлаждения и осушки воз-
духа могут циркулировать хладо-
агенты (хладоны и пр.) или холодо-
носители (холодная вода, рассолы).
Воздухоохладители, питаемые
хладоагентами, являются испарите-
лями холодильных установок и по-
лучили название воздухоохладите-
лей непосредственного испарения. Они широко применяются в
автономных кондиционерах. Воздухоохладители, питаемые хо-
лодной водой или рассолами, могут входить вместо ороситель-
ных камер в состав центральных кондиционеров, а также в мест-
ные неавтономные кондиционеры. В этих случаях циркуляция
холодоносителя осуществляется по замкнутой сети трубопро-
водов.
В настоящее время поверхностные воздухоохладители для
кондиционеров типа КТ собираются из двух- и трехрядных ба-
зовых теплообменников (см. прил. 6). Такие воздухоохладители
могут состоять из 4—9 рядов оребренных труб.
Процесс охлаждения и осушения воздуха при контакте его
с твердой охлаждающей поверхностью на I — d-диаграмме изо-
бражается аналогично процессам, протекающим в оросительной
камере, т. е. при соприкосновении воздуха с поверхностью ка-
пель воды.
Допустим, что начальное состояние воздуха перед воздухо-
охладителем характеризуется точкой Н (рис. 54), а после него
точкой О, т. е. воздух должен быть охлажден от температуры
до to.
Если начальная температура воды /ггн>£р, то охлаждение
воздуха не сопровождается конденсацией водяных паров, т. е.
процесс будет протекать по rfH=const. Тепло, отдаваемое возду-
хом в воздухоохладителе, воспринимается холодоносителем (во-
126
дой), который нагревается, повышая свою температуру от tw* до
/к. Направление процесса изобразится лучом //Хер.
Если в поверхностном воздухоохладителе температура ох-
лаждающей поверхности будет ниже температуры точки росы
/р, например tK, то процесс охлаждения будет сопровождаться
одновременным осушением воздуха, и луч процесса изобразится
прямой НК. В этом случае влага из воздуха будет выпадать да-
же и тогда, когда конечная температура, до которой охлажда-
ется воздух, будет выше температуры точки росы, например точ-
ка 01. Это объясняется тем, что около охлаждающей поверхно-
сти образуется температурное поле с температурой, близкой к
температуре tK, и из прилегающего к этой поверхности слоя воз-
духа будет выпадать конденсат. Например, для точки 01 коли-
чество выпавшего конденсата составит dH— do,. Если бы вместо
твердой поверхности воздух соприкасался с капельками раз-
брызгиваемой воды (в оросительной камере), имеющей такую
же среднюю температуру /Ср> то процесс изобразился бы линией
НК'ср. При этом при охлаждении воздуха до температуры to
(точка 02) его влагосодержание увеличилось бы на do2 — dB,
т. е. процесс охлаждения воздуха одновременно проходил бы с
его увлажнением.
Расчет типовых поверхностных воздухоохладителей
В НИИсантехники был разработан метод расчета типовых
поверхностных воздухоохладителей. Особенностью этого метода
является то, что он аналогичен расчету калориферов, т. е. дает
возможность рассчитывать поверхности воздухоохладителей при
помощи коэффициентов полной теплопередачи kn=QnlFnMcp.n,
ккал/(м2-ч-°С), для определения которых предлагается уравне-
ние
Ап = Д(-цу)"шт7'_₽ ,
где Т — температурный критерий, °C, вводимый для учета влия-
ния начальных параметров воздуха и холодоносителя, который
определяется по формуле
(129)
у __ tu
1 t ____t
'н 11Гн
/н — начальная температура обрабатываемого воздуха, *С;
/м — температура мокрого термометра, °C; tWs — начальная тем-
пература охлаждающей воды, °C; © — скорость воды в трубках
воздухоохладителей, м/с; А, п, т, р — числовые коэффици-
енты.
Уравнения для определения -коэффициентов полной теплопе-
редачи типовых поверхностных воздухоохладителей по данным
Е. Е. Карписа приведены в табл. 9.
127
Таблица 9. Уравнения для определения коэффициентов полной тепл опере
дачи kQ ребристых воздухоохладителей
Режим работы воздухоохладителя Число рядов труб по воздуху
четыре восемь
Сухое охлаждение kB = 8,36(уу)с-44<о0-18 ku — = 8,4 (г.'у)°'Е7ы°'1а
Охлаждение и осу- шение воздуха без орошения поверх- ности воздухоохла- дителя kn = 8,82(иу)0’29<о0'ггГ-°.6 kn = = 12,8(иу)°'35ы° 257-°м
Охлаждение и осу- шение воздуха при орошении поверх- ности воздухоохла- дителя р аспыл яе- мой циркулирую- щей водой kn = 17,87 (иу)0.23шО.377-О,51 = = 13,8(иу)0’41<о0’2'7-°'38
Примечание. Уравнения справедливы при изменении w от 0,385 до
1,15 и Т от 0,3 до 0,6.
Аэродинамическое сопротивление АН, кгс/м2, типовых сталь-
ных поверхностных воздухоохладителей с навивными гофриро-
ванными ребрами определяется по выражению
Д// = 0,1 (130)
где z — число рядов труб, последовательно расположенных по
ходу движения воздуха; m — коэффициент, принимаемый для
процессов сухого охлаждения равным 1, для процессов охлаж-
дения и осушения без орошения поверхности воздухоохладите-
ля •— 1,5, с орошением поверхности — 2.
При расчете поверхностных воздухоохладителей, работаю-
щих с выпадением влаги, разность между температурой точки
росы воздуха в его конечном состоянии и конечной температурой
воды tp — twK при противоточно-перекрестной схеме должна
быть 0,7 — 1,5°С, а при перекрестной схеме — от 2 до 3°С.
Требуемая поверхность воздухоохладителя, м2, определяется
по формуле
(131)
Р = Фп
*АР. л
где Qn — количество тепла, отводимого от воздуха, ккал/ч; ka —
полный коэффициент теплопередачи, ккал/(м2-ч-°С), определя-
емый по табл. 9; А/Ср.л — средняя логарифмическая разность
температур между воздухом и холодоносителем, °C, которая
определяется по формуле
Д/ __ Д^М
ШсР- л — —
(132)
128
Значения Д/б и AfM — боль-
шей и меньшей разности тем-
ператур воздуха и холодоноси-
теля — зависят от взаимного
направления движения возду-
ха и воды-холодоносителя:
при противоточной схеме
•^б — ^Wk И /к
Рис. 55. График зависимости коэффи-
циента ф от параметров Р и Я
при перекрестной схеме
значение Д/Ср.л» полученное по
расчету для противоточной схемы, следует умножать на попра-
вочный коэффициент ф, значение которого определяется по гра-
фику рис. 55 как функция вспомогательных параметров
_____ тт п ___________
' f _________f И t — t
(133)
Пример 23. Рассчитать и выбрать типовый поверхностный неорошае-
мый воздухоохладитель по следующим исходным данным: количество охлаж-
даемого воздуха G — 57 200 кг/ч; начальные параметры воздуха /н = 28,7°С»
7П = 13,4 ккал/кг, = 10,6 г/кг, (рн = 44%, 7м.н = 19,5°С; конечные пара-
метры воздуха после охлаждения tK = 13°С, /к = 8,35 ккал/кг, dK — 8,6 г/кг,
(рк = 90%. Холодоноситель— вода.
Определить теплоотдающую поверхность воздухоохладителя, начальную
и конечную температуру воды и ее количество.
Решение. 1. Полное количество тепла, которое должно быть отведено от
воздуха в воздухоохладителе, по формуле (119)
= 57 200(13,4 — 8,35) = 288 860 ккал/ч.
2. Предварительно принимаем типовый воздухоохладитель для кондицио-
нера КТ-60, состоящий из 12 трехрядных однометровых базовых теплообмен-
ников, компонуемых в три секции по четыре теплообменника в каждой (см.
приложение 6). Секции устанавливаются последовательно по ходу движения
воздуха. Живое сечение для прохода воздуха /ж.с = 2,88 м2.
В каждой секции воздухоохладителя КТ-60 теплообменники размещены
в два ряда по вертикали. Б каждом вертикальном ряду оба теплообменника
соединяются между собою по ходу движения воды (холодоносителя) парал-
лельно или последовательно. Секции также могут быть соединены между со-
бою по ходу движения воды параллельно либо последовательно. Схемы соеди-
нения выбираются в зависимости от гидравлического сопротивления проходу
воды. Ограничивается также скорость движения воды в трубках теплообмен-
ника, которая не должна превышать 1,5 м/с.
Как правило, в системах кондиционирования воздуха в связи с большими
количествами воды, циркулирующей в теплообменниках, секции соединяются
параллельно, по воде, а теплообменники в каждом вертикальном ряду — по-
следовательно.
Принятая схема 4 а соединения теплообменников для одной секции изо-
бражена па рис. 42. Живое сечение для прохода воды в каждом теплообмен-
нике /Тр = 0,00438 м2 (усредненное для одного хода).
3. Определяем массовую скорость воздуха в секции
(^) = 36ffl?88 =5,5 КГ/(М,'С)-
ооОи • z,8o
5 142
129
4. Принимаем разность температур до и после воздухоохладителя рав-
ной 3°С. Расход воды определяем по формуле (81)
U7 = 288 860 = 96здо кг,ч.
3
5. Скорость движения воды в трубках теплообменников определяем по
формуле (82) в соответствии с принятой схемой соединений секций и тепло-
обменников — три секции соединены параллельно, в каждой из иих по две
параллельные группы из двух последовательно включенных теплообменников:
96300
о =-----------~ ~---------- = 1 02 м/с.
3600-3-2 0,00438•1000 '
6. При схеме перекрестного движения воды и воздуха температуру воды
на выходе из воздухоохладителя назначаем на 2,5°С ниже температуры точки
росы воздуха /Р, соответствующей его конечному состоянию, которую нахо-
дим на I — d-диаграмме по заданным /н и dK: /Р = 11,6°С, тогда
ZwK = 11,6 —2,5 = 9,1°С.
7. Определяем начальную температуру воды иа входе в воздухоохла-
дитель
tw* = /wk — 3 = 9,1 — 3 = 6,1°С.
8. Определяем температурный критерий по формуле (129)
7 = 28.7—19,5 = 0,406.
28,7 - 6,1
9. Вычисляем коэффициент полной теплопередачи по данным для восьми-
рядного теплообменника (табл. 9):
Лп = 12,8(5,5)°’35-1,02°’25*0,406“°’38 = 32,5 ккал/(м2-ч-°С).
10. Находим среднелогарифмическую разность температур воздуха и во-
ды по формуле (132) прн ф ~ 1:
_ (28,7 — 9,1) — (13 — 6,1) _192сГ
с₽-л - ад
2,3 lg 6.9
11. В связи с принятой схемой перекрестного движения воды н воздуха
для определения поправочного коэффициента ф определяем вспомогательные
параметры Р и R по формулам (133):
р = 28,7—13 = 06д5 р = 9,1 - 6,1 = 0 191
28,7— 6,1 28,7— 13
По найденным значениям Р н R находим на графике (рис. 55) коэффи-
циент ф = 0,94. Тогда действительное значение Д/Ср.л = 12,2-0,94 = 11,5°С.
12. Находим требуемое значение теплоотдающей поверхности воздухо-
охладителя по формуле (131):
F .288 860 . = 775 м»
32,5-11,5
Ближайший больший из типовых воздухоохладителей имеет поверхность
874,3 м2, что создает запас в 11,3%. Следовательно, вместо ранее принятого
девятирядного воздухоохладителя, состоящего из трех секций с трехрядными
теплообменниками, принимаем восьмирядный воздухоохладитель, состоящий
из двух секций с трехрядными и одной секции с двухрядными теплообменни-
ками. В связи с незначительным изменением живого сечения для прохода
воды в двухрядной секции по сравнению с трехрядной нет необходимости
в корректировке расчета.
130
13. Определяем аэродинамическое сопротивление воздухоохладителя по
формуле (130)
А// = 0,11-8-1,5-5,51*86 = 31,4 кгс/м2.
14. Гидравлическое сопротивление проходу воды через два теплообмен-
ника, соединенных между собою последовательно, определяем по форму-
ле (83)
9 Л8 1АЛЧ1'85
26,85 'I0’U0 • 106 = 10 802 кгс/м2,
** 404
где 16,05— расход воды через два трехрядных теплообменника.
Поверхностный воздухоохладитель, работающий с орошением
поверхности циркулирующей водой, рассчитывается аналогич-
ным методом с выбором соответствующих значений kn и т по
табл. 9 и формуле (130).
§ 29. Очистка воздуха от пыли
Необходимость в очистке от пыли и механических примесей
наружного и рециркуляционного воздуха, подаваемого в поме-
щение системами приточной вентиляции, определяется состоя-
нием воздуха в месте воздухозабора и требованиями к чистоте
воздуха в помещении. Однако при устройстве СКВ очистка воз-
духа от пыли предусматривается обязательно, т. е. независимо
от концентрации пыли в наружном и рециркуляционном воздухе.
Подаваемый в помещение обработанный в СКВ воздух может
содержать пыли не более 0,25 мг/м3.
Для очистки воздуха от пыли в СКВ применяются следую-
щие типы фильтров: масляные сетчатые (самоочищающиеся),
волокнистые рулонные типа ФРУ с фильтрующим материалом
ФСВУ или типа ФРП с неткаными материалами ФВН, электро-
фильтры типа ЭФ и другие.
В центральных СКВ применяются масляные самоочищаю-
щиеся фильтры и фильтры с объемным нетканым материалом
(см. рис. 8 и 9), а в местных кондиционерах — масляные сетча-
тые или из стекловолокна. При проектировании необходимо учи-
тывать пылеемкость фильтров, т. е. количество пыли, которое
может быть уловлено за время между его регенерациями (очи-
стками).
Гример 24. Определить время регенерации ячейки масляного сетча-
того фильтра площадью 0,22 м2 местного кондиционера производительностью
1500 м3/ч, если начальное запыление наружного воздуха, поступающего в
фильтр, составляет 0,4 мг/м3, эффективность фильтра 80%, работа двухсмен-
ная (14 часов), пылеемкость фильтра 2000 г/м2 (по каталожным данным).
Решение. Общая пылеемкость ячейки фильтра в заданных условиях со-
ставит
Оф = 0,22-2000 = 440 г = 440 000 мг.
5*
131
Время насыщения фильтра пылью
или
2ф =
440000
1500-0,4-0,8
= 915 ч
915
14-25
= 2,6 месяца.
При проектировании СКВ фильтры обычно не рассчитывают-
ся, так как они принимаются заводами-изготовителями, исходя
из допускаемой воздушной нагрузки для данного фильтра.
Для масляных фильтров обычно принимаются следующие
сорта масел: висциновое, веретенное 2 и 3, приборное.
В центральных кондиционерах, работающих по прямоточной
схеме и схеме с первой рециркуляцией, фильтры устанавливают-
ся при входе ‘воздуха в кондиционер. При схемах с использова-
нием второй рециркуляции фильтры устанавливаются после сме-
шения с воздухом второй рециркуляции. Аэродинамическое
сопротивление фильтров указано в каталогах заводов-изготови-
телей.
В СКВ, обслуживающих помещения с особо высокими требо-
ваниями к чистоте воздуха (операционные, производственные
помещения точной оптики, радиоэлектроники и т. п.), применя-
ются фильтры для тонкой и сверхтонкой очистки воздуха от
твердых (сухих) высокодисперсных аэрозольных частиц. В ка-
честве фильтрующего материала в них используется ткань Пе-
трякова (ФП). Эти фильтры характеризуются высокой эффек-
тивностью очистки, достигающей 99,99%. Перед фильтрами с
тканью ФП следует устанавливать фильтры предварительной
грубой очистки воздуха для снижения концентрации аэрозолей
до 0,25 мг/м3.
§ 30. Двухступенчатое (прямое и косвенное]
испарительное охлаждение воздуха
Двухступенчатое испарительное охлаждение позволяет сни-
зить температуру воздуха, получаемого после обработки, и со-
ответственно уменьшить требуемый воздухообмен и относитель-
ную влажность в кондиционируемых помещениях по сравнению
с одноступенчатым прямым испарительным охлаждением.
Под двухступенчатым охлаждением понимается последова-
тельная обработка приточного воздуха путем косвенного (в по-
верхностном воздухоохладителе) и прямого (в оросительной ка-
мере) испарительного охлаждения. Следовательно, охлаждае-
мый воздух проходит две ступени обработки, что позволяет
получить конечную температуру обрабатываемого воздуха на
несколько градусов ниже температуры по мокрому термометру
наружного воздуха.
132
Рис. 56. Принципиальная схема обработки воздуха в кондиционере двухсту-
пенчатого охлаждения:
а — вспомогательный кондиционер; б — основной кондиционер; I — поверхностный возду-
хоохладитель первой ступени; 2 — фильтр, 3 — приемный клапан; 4 — камера обслужива-
ния; 5 “ оросительная камера; 6 — вентилятор; 7 — циркуляционный насос
Для охлаждения воды, поступающей в поверхностный возду-
хоохладитель, применяются градирни, брызгальные бассейны
или оросительные камеры вспомогательных кондиционеров.
Двухступенчатое испарительное охлаждение воздуха наибо-
лее приемлемо для районов с жарким и сухим климатом.
Принципиальная схема двухступенчатой обработки воздуха
приведена на рис. 56. Наружный воздух в теплый период посту-
пает в основной кондиционер, а через приемный клапан 5 и
фильтр 2 — в поверхностный воздухоохладитель 1, т. е. в первую
ступень охлаждения. Здесь воздух охлаждается при постоян-
ном влагосодержании. Затем воздух поступает в оросительную
камеру 5 основного кондиционера (вторая ступень обра-
ботки), где происходит прямое испарительное охлаждение при
полной рециркуляции воды, т. е. процесс охлаждения протекает
по /=const со снижением температуры воздуха и увеличением
влагосодержания. Далее охлажденный и увлажненный воздух
вентилятором 6 подается в обслуживаемое помещение.
Через поверхностный воздухоохладитель циркулирует вода,
поступающая из оросительной камеры 5 вспомогательного кон-
диционера, выполняющего функции градирни. Циркуляция воды
в поверхностном воздухоохладителе обеспечивается насосом 7
по противоточно-перекрестной схеме и подается вновь к форсун-
кам в оросительную камеру вспомогательного кондиционера.
133
Рис. 57. Построение обработки воздуха на I — d-днаграмме для прямого и ко-
свенного двухступенчатого испарительного охлаждения
Для предохранения циркулирующей воды от загрязнения наруж-
ный воздух во вспомогательном кондиционере предварительно
очищается в фильтре 2.
Обработанный во вспомогательном кондиционере воздух по-
сле оросительной камеры 5 имеет более низкую температуру,
чем наружный воздух, и его целесообразно при помощи венти-
лятора 6 использовать для вентиляции вспомогательных поме-
щений кондиционируемого объекта.
Рассмотрим процессы обработки воздуха на I — d-диаграм-
ме (рис. 57) для прямого и косвенного двухступенчатого испари-
тельного охлаждения воздуха, введя следующие обозначения:
— начальная температура наружного воздуха по сухому тер-
мометру; — то же, по мокрому термометру; <рн—начальная
относительная влажность; — температура воздуха после по-
верхностного воздухоохладителя косвенного испарительного ох-
лаждения по сухому термометру; /п—температура приточного
воздуха при прямом испарительном охлаждении; —то же,
при двухступенчатом испарительном охлаждении.
Методика построения процесса заключается в следующем. По
заданным параметрам наружного воздуха (точка Н) находим
соответствующую температуру мокрого термометра /м.н. Темпе-
ратуру воды на выходе из оросительной камеры вспомогательно-
го кондиционера tw* находят по формуле
Лгк = ^м. и 4" (134)
134
где Ат— глубина зоны охлаждения, которую обычно принимают
2—4°С.
Температуру воздуха на выходе из поверхностного воздухо-
охладителя /н определяют по формуле
<н = twx Н- А/В03д> (135)
где Д/возд — разность между температурами воздуха на выходе
из воздухоохладителя и воды на входе в воздухоохладитель, ко-
торую следует принимать в пределах 2—4°С.
Начальную температуру воды, поступающей для охлаждения
в оросительную камеру вспомогательного кондиционера, опре-
деляют по формуле
Лгн = (136)
где Aiw — перепад температур воды в поверхностном воздухо-
охладителе, который принимают равным 2—3°С.
Для расчета вспомогательного кондиционера (градирни) по-
льзуются уравнением О. Я. Кокорина
±в = ----— 0,0Ь4р.г tn. н. (137)
Из правой части уравнения (137) следует, что коэффициент
орошения в камере вспомогательного кондиционера
Г 0,064(/1Гн — /м н) I2’44 0.536 ,0.975 /1
Нг= -----7---->----- Агн 4.И . (138)
L J
Конечная энтальпия воздуха на выходе из оросительной ка-
меры вспомогательного кондиционера /к определяется по фор-
муле
/к = 4 + Рг(^н — Лук)- (139)
Конечную температуру воздуха по мокрому термометру /м.к
на выходе из оросительной камеры вспомогательного кондицио-
нера находят на I — d-диаграмме по вычисленному значению
/к . Затем определяют коэффициент эффективности теплообме-
на в оросительной камере вспомогательного кондиционера (по
воздуху) Ев , пользуясь формулой, предложенной О. Я. Коко-
риным:
El = 1 — ,^~?мк = 0,98[i?’18. (140)
гн — гм. н
По найденному значению El находят конечную температу-
ру воздуха по сухому термометру tK на выходе из оросительной
камеры вспомогательного кондиционера по формуле
<к = /м.к+(1—ДвХ^-^н). (141)
135
По найденным значениям tK и /м.к и известным значениям /п
и /м.н наносят на / — d-диаграмму линию процесса изменения
состояния воздуха в оросительной камере вспомогательного кон-
диционера.
Пример 25. В помещении выделяется — 20 000 ккал/q явного теп-
ла и W = 10 кг/ч влаги. Расчетные параметры наружного воздуха (точка //):
tn — 32°С; /н = 13,2 ккал/кг; dn = 9,1 г/кг; фн = 30%. Температура воз-
духа в помещении должна быть tR = 25°С.
Определить необходимую производительность основного и вспомогатель-
ного кондиционеров GK и Gr и относительную влажность воздуха в помеще-
нии фв-
Решение. 1. Проводим на I — d-диаграмме из точки И по I ~ const пря-
мую НМ до пересечения с ф = 100% и находим значение /м.н = 19,3°С
(точка М на рис. 57).
2. Принимаем Дт ~ 2°С. Тогда по формуле (134) получим
19,3 + 2 = 21,3°С.
3. Принимаем Д/Возд — 2°С и по формуле (135) находим значение ==
« 21,3+2 = 23,3°С (нз точки Н по d = const до точки /71).
4. Из точки Hi проводим на I — d-диаграмме линию //^ по / = const.
Параметры воздуха после камеры орошения определяются точкой /7Ь лежа-
щей на пересечении прямой Н^Ц с кривой ф = 90%: /П1 — 17,8°С, /П1 =
= 11,2 ккал/кг, ^2^= 11.5 г/кг.
5. Принимаем нагрев воздуха в вентиляторе равным 1°С. Тогда темпера-
тура приточного воздуха определится точкой П2:
17,8+ 1 = 18,8°С.
6. Определяем требуемое количество приточного воздуха, подаваемое в по-
мещение:
___Оя_
р^7П|)
20000
0.24(25— 18,8)
= 13 420 кг/ч.
7. Определяем полное количество тепла, выделяющееся в помещение:
Qn = Оя+ Qc = 20 000+ 10(597,3 + 0,44-25) = 26 080 ккал/ч.
8. Находим значение углового коэффициента
е = QtJW ~ 26 080/10 = 2608 ккал/кг.
9. Проводим на / — d-диаграмме по направлению с = 2608 ккал/кг ли-
нию П2В до пересечения с изотермой (в = 25°С в точке В и находим значе-
ния ф = 60% и dB = 12,3 г/кг.
10. Начальную температуру воды, поступающей на охлаждение после
поверхностного воздухоохладителя в оросительную камеру вспомогательного
кондиционера, определяем, принимая Atvr = 2°С. Тогда по формуле (136)
получим
twn = 21,3+2 = 23,3°С.
II. Расход воды, охлаждаемой в оросительной камере, вспомогательного
кондиционера определяем с учетом 10% на подогрев воды в насосе, трубо-
136
проводах и через стенки камеры:
r _ l,lQfl _ 1,1-20000
г ЮООД^л 1000-2
= 11 Т/Ч_
12. Вычисляем значение коэффициента орошения рг по формуле (138)
Рт =
0,064(23,3— 19,3)
23,3 — 21,3
.23,3°>536-19,3°’975 ^0,66.
13. По найденному значению р,г определяем требуемый расход воздуха
через оросительную камеру вспомогательного кондиционера 6Г по форму-
ле (86)
Gr = Wv/iLr = 11 000/0,66 = 15 200 кг/ч.
14. Энтальпию воздуха на выходе из оросительной камеры вспомогатель-
ного кондиционера находим по формуле (139)
7> 13,2 + 0,66(23,3 — 21,3) = 14,52 ккал/кг.
На I — d-диаграмме находим соответствующее значение температуры се-
рого термометра /ы.к = 20,7°С в точке С.
15. Значение коэффициента эффективности теплообмена (по воздуху)
в оросительной камере вспомогательного кондиционера вычисляем по фор-
муле (140)
££= 0,98-О,66°-10 = 0,91.
16. Температуру воздуха по сухому термометру /к (точка К) за ороси-
тельной камерой вспомогательного кондиционера определяем по формуле (141)
fa = 20,7 + (1—0,91) (32—19,3) = 21,8°С.
17. По найденным значениям /к и /м.к строим на I — d-диаграмме про-
цесс охлаждения воды в оросительной камере — прямая НК вспомогательного
кондиционера.
18. Воздухоохладитель и оросительная камера основного кондиционера
рассчитываются по изложенным выше методам расчета поверхностных возду-
хоохладителей и оросительных камер.
19. Требуемая производительность вентиляторов обоих кондиционеров
определяется с учетом потерь воздуха в размере 10—15% в зависимости от
материала и протяженности воздуховодов.
На диаграмме (рис. 57) для сравнения нанесен процесс обработки возду-
ха в кондиционере прямого испарительного охлаждения. Как видно из сопо-
ставления результатов, при прочих равных условиях прямое испарительное
охлаждение уступает по своей эффективности двухступенчатому, так как па-
раметры воздуха после оросительной камеры (точка 77) при прямом испа-
рительном охлаждении получатся равными гп=20,4°С и dn =13,8 г/кг вмес-
то соответствующих значений ?П1= 17,8°С и dni = 11,5 г/кг при двухступен-
чатом испарительном охлаждении.
Параметры воздуха помещения в точке Bf с учетом подогрева приточного
воздуха в вентиляторе (точка Пг) для условий рассмотренного выше примера
/в' — 27,6°С, db' = 14,6 г/кг и срв' = 62%, т. е. выходят за пределы опти-
мальных параметров, требуемых для кондиционируемых помещений путем
прямого испарительного охлаждения.
Параметры воздуха в помещении, полученные при двухступенчатом ох-
лаждении, удовлетворяют заданным по температуре *в = 25°С, однако
137
с учетом (рв = 60%' также оказываются за пределами оптимальных вследст-
вие повышенного значения относительной влажности воздуха в помещении.
Двухступенчатое испарительное охлаждение воздуха наиболее приемлемо
для районов с жарким и сухим климатом.
§ 31. Обработка воздуха сорбентами
Сорбентами называются вещества, поглощающие из воздуха и
удерживающие в себе значительные количества газов и паров.
Сорбенты могут быть в жидком и твердом виде. Физико-химиче-
ский процесс поглощения растворенных веществ или газов жид-
костями или твердыми телами, протекающий во всем объеме по-
глотителя, называется абсорбцией. Абсорбентами являются рас-
творы хлористого лития, хлористого кальция, бромистого лития
и др. Адсорбцией называется процесс поглощения растворенных
веществ или газов поверхностью жидкости или твердого тела.Дд-
сорбентами являются силикагель, бокситы, активированный дре-
весный уголь и активированный алюминий.
Свойство сорбентов поглощать и удерживать в себе водяной
пар используется для осушения воздуха. Для этой цели применя-
ются водные растворы солей кальция, лития и др.
Так как в процессе осушки воздуха концентрация раствора
уменьшается за счет поглощения влаги из воздуха, то ее требует-
ся восстанавливать. Это может производиться либо путем добав-
ления к раствору соли, либо путем выпаривания влаги из раство-
ра, после чего раствор должен быть охлажден.
В технике кондиционирования воздуха жидкие абсорбенты
еще не нашли широкого применения. Это объясняется рядом об-
стоятельств, в частности тем, что их водные растворы воздейст-
вуют на металлы, вызывая коррозию. Однако использование жид-
ких абсорбентов по сравнению с использованием воды следует
считать более желательным, так как оно позволяет расширить
пределы изменения параметров обрабатываемого воздуха.
Осушение воздуха с применением жидких абсорбентов произ-
водится в промывных форсуночных камерах, в камерах с орошае-
мой насадкой и др.
Кроме жидких абсорбентов для осушения воздуха использу-
ются твердые адсорбенты. Это вещества, характеризующиеся ка-
пиллярной структурой и способные адсорбировать влагу из воз-
духа.
Способность адсорбента извлекать водяной пар из воздуха
объясняется тем, что давление водяного пара в адсорбенте ниже,
чем парциальное давление в окружающем воздухе.
Если адсорбент нагреть до температуры, при которой давле-
ние поглощенного адсорбентом водного пара будет выше парци-
ального давления в окружающем воздухе, то адсорбент начнет
отдавать влагу, т. е. начнется обратный процесс. После охлажде-
ния адсорбента до температуры окружающего воздуха давление
138
пара в адсорбенте станет ниже парциального давления пара в
воздухе, и он снова будет поглощать влагу.
Удаление влаги из адсорбента при подводе к нему тепла на-
зывается регенерацией адсорбента. Регенерация производится
путем продувки адсорбента горячим воздухом с температурой
около 200°С.
В практике осушения воздуха широко используется твердый
адсорбент силикагель (SiOa), который представляет собой зер-
нистое стекловидное вещество. Для осушения воздуха целесооб-
разно применять силикагель с зернами диаметром 1—3 мм. Объ-
ем капилляров силикагеля составляет до 50% объема самого ве-
щества. Поверхность капилляров ] кг силикагеля достигает
400 000 м2, плотность — около 650 кг/м3.
С повышением температуры воздуха способность поглощения
влаги силикагелем уменьшается. Поэтому применять силикагель
для осушения воздуха при температуре выше 35°С нецелесооб-
разно. Кроме силикагеля в практике осушки воздуха применя-
ются алюмогель (А12О3), бокситы и пр.
Применение твердых влагопоглотителей позволяет получить
почти абсолютно сухой воздух. Особенно рекомендуется их при-
менять в тех случаях, когда воздух требуется осушить и одно-
временно нагреть.
§ 32. Очистка воздуха от запахов (дезодорация),
дезинфекция и ионизация воздуха
Источниками запахов в помещениях являются: люди, техно-
логическое оборудование, сырье и готовая продукция, раствори-
тели и краски, смазочные и горючие материалы, декоративная
отделка помещений и мебели, разлагающаяся пыль на поверхно-
стях теплообменников и пр. Оценивать интенсивность запахов
при помощи инструментальных замеров пока еще нет возможно-
сти. Острота восприятия запаха уменьшается с увеличением отно-
сительной влажности воздуха.
Носителями специфических запахов пота, табачного дыма,
спиртов, ароматических веществ и прочего являются газы и па-
ры, а также частицы пыли диаметром 0,01 мкм и ниже. Обычны-
ми фильтрами для очистки воздуха такие частицы пыли, а также
газы и пары не улавливаются. С запахами надо бороться в источ-
нике их образования и поступления в помещение.
Для очистки воздуха от запахов, газов и парообразных за-
грязнений применяются поглотители из активированного древес-
ного угля. Поглощение запахов активированным углем зависит
от вида поглощаемых газов и паров, температуры, влажности и
скорости воздуха. Эффективность слоя угля толщиной 25 мм
достигает 0,98, а сопротивление проходу воздуха 7,5—9 кг/м2.
Активированный уголь хорошо поглощает испарения от челове-
ческого тела и смазочных материалов, а также хлорпикрин, хлор,
139
анестезирующие вещества, метиловый спирт, фенол, пары бензи-
на, радиоактивные частицы, автомобильные газы и пр. Фильтры
из активированного угля рекомендуется подбирать из расчета
1 кг угля на 20 м3/ч расхода воздуха.
В оросительных камерах кондиционеров удаляются только за-
пахи веществ, растворимых в воде.
Для очистки воздуха от углекислого газа и сероводорода воз-
дух обрабатывается водяными растворами этаноламинов. Воздух
от окиси углерода (угарного газа) очищается в гопкалитовых
фильтрах, состоящих из 60% MgO2 и 40% СиО.
Для обезвреживания воздуха при устройстве систем конди-
ционирования в производственных помещениях пищевой и фарма-
цевтической промышленности, а также в больницах пользуются
наполнительными масляными фильтрами. В этих фильтрах к мас-
лу добавляются различные вещества, обладающие бактерицид-
ными свойствами, например метиленгрюн, практически дающий
вполне удовлетворительный эффект.
Одним из средств уничтожения запахов и бактерий может
быть озонирование воздуха, т. е. подмешивание 1,5—2 г озона на
300 м3/ч воздуха. Но так как концентрации озона, необходимые
для уничтожения запахов и бактерий, значительно превышают
санитарно-гигиенические допустимые пределы, то озонирование в
установках кондиционирования не может быть широко приме-
нено и используется главным образом в помещениях для хране-
ния продуктов, в частности, в пищевой промышленности.
Физиологическая полноценность воздуха в помещениях по
мнению гигиенистов оценивается не только оптимальными пара-
метрами воздуха и чистотой его состава, но и ионным составом
воздуха.
Легкие атмосферные ионы состоят из группы молекул. Тяже-
лые ионы образуются при соединении легкого иона с пылинками
и водяными каплями. Установлено, что пыль, несущая на себе
электрические заряды, задерживается в дыхательных путях че-
ловека в гораздо большем количестве, чем нейтральная, а сопут-
ствующие ей гидроионы задерживаются на 80—90%. Обычно чис-
ло отрицательных легких ионов в атмосфере составляет около
1000 в 1 см3, в особо благоприятных условиях оно доходит до
3000, а вблизи водопадов — до 10 000 и больше.
Некоторые гигиенисты указывали, что в системах кондициони-
рования воздуха при обработке его в фильтрах, калориферах, а
также при перемещении воздуха по металлическим воздуховодам
теряется много отрицательных ионов. Поэтому они приходили к
выводу о необходимости массового внедрения ионизации в СКВ
общественных и промышленных зданий. Однако исследованиями
установлено, что в поверхностных воздухоохладителях концент-
рация легких отрицательных ионов практически не снижается,
при проходе воздуха через фильтры и воздуховоды уменьшается
на 50%, а после форсуночных камер резко возрастает.
140
Концентрация легких ионов в воздухе помещений при отсут-
ствии в них людей приближается к концентрации их в наружном
воздухе, но при заполнении их людьми ионный состав воздуха
изменяется. Число легких ионов сокращается, а тяжелых — воз-
растает. При рециркуляции воздуха в летнее время число отри-
цательных ионов уменьшается, а в зимнее время — не изменяет-
ся. При воздухообмене в помещении в объеме 70—80 м3/ч на
одного человека число легких ионов в воздухе помещения практи-
чески остается равным числу их в наружном воздухе.
Так как отрицательные и положительные ионы действуют на
живой организм различно, то введено понятие коэффициента уни-
полярности, который представляет собой отношение положитель-
ных ионов к отрицательным.
В атмосферном воздухе, по данным проф. Б. Б. Койранского,
униполярность составляет 1,2. Искусственное насыщение воздуха
аэропонами получило название аэроионизации.
Искусственное получение отрицательных ионов кислорода мо-
жет быть достигнуто несколькими способами. Профессор А. Л. Чи-
жевский предложил электронный способ получения аэроионов
кислорода при помощи электронного аэроионизатора внутри оби-
таемых и рабочих помещений, а также при помощи локальных и
централизованных электронных приборов, включаемых в СКВ.
Профессор Д. И. Панченко в созданном под его руководством
бнотроне получил полный комплекс искусственных климатиче-
ских условий, включая и необходимый ионный состав воздуха в
кондиционере. Искусственная ионизация воздуха получена рас-
пылением воды (баллоэлектрический эффект). Этими исследова-
ниями установлено, что на процесс ценообразования в ороситель-
ной камере кондиционера влияют конструкции и материал ограж-
дений камеры, температура распыляемой воды, давление воды
перед форсунками, скорость движения воздуха в камере и пр.
Так, например, при устройстве ограждения камеры из гранита
концентрация легких аэроионов увеличилась в два раза по сра-
внению с металлическими ограждениями камеры и составляла
1200 в 1 см3 воздуха. Увеличение давления воды перед форсун-
ками также увеличивало концентрацию легких ионов, и при
р=3 кгс/см2 концентрация составляла 1800 в 1 см3 воздуха. Уве-
личение же температуры воды, распыляемой в камере, резко уве-
личивало число тяжелых ионов. Изменения скорости воздуха,
проходящего через оросительную камеру в пределах обычных
скоростей, практически не влияло на процесс ионообразования.
Добавление в камеру небольших доз кислорода приводило к зна-
чительному возрастанию концентрации легких отрицательных
ионов.
Воздух, обогащенный легкими отрицательными ионами, бла-
готворно действует на самочувствие человека, рост скота, птицы,
растений и оказывает лечебное воздействие при заболеваниях
бронхиальной астмой, хроническим бронхитом, стенокардией,
141
гриппом, при переломе костей, ранениях и пр. В настоящее время
имеются определенные возможности по использованию аэроиони-
зации для получения физиологической полноценности воздуха в
кондиционируемых помещениях. Однако еще требуются большие
научно-исследовательские и практические работы по выяснению
значения аэроионизации, ее роли в гигиене труда и общей физио-
логии человека. Поэтому специалистами здравоохранения не
подтверждена необходимость применения искусственной иониза-
ции воздуха для практически здоровых людей, и в настоящее
время применять искусственную аэроионизацию воздуха в СКВ
не рекомендуется.
Глава VIII
СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 33. Общие сведения о центральных системах
кондиционирования воздуха
Центральные СКВ получили в СССР наибольшее распростра-
нение. Эти системы предназначены для обслуживания несколь-
ких помещений или одного большого. Помещения больших раз-
меров (ткацкие и прядильные цехи, киноконцертные залы, закры-
тые катки и пр.) часто обслуживаются несколькими центральными
СКВ. Оборудуются центральные СКВ, как правило, неавто-
номными кондиционерами секционного или блочно-секционного
исполнения.
Обработанный в кондиционерах воздух подводится в обслу-
живаемые помещения металлическими либо асбоцементными
воздуховодами преимущественно круглого сечения. Для транс-
портирования значительных количеств воздуха устраиваются
подземные железобетонные или кирпичные каналы больших по-
перечных сечений. При этом внутри каналов прокладываются
изолированные металлические или другие тонкостенные воздухо-
воды для устранения неблагоприятного влияния тепловой инер-
ционности массивных каналов на регулирование температуры
воздуха, подаваемого в обслуживаемые помещения.
Широкое распространение центральных СКВ обусловлено ря-
дом существенных преимуществ, свойственных этим системам, по
сравнению с местными СКВ. Основные из этих преимуществ за-
ключаются в следующем:
улучшаются условия эксплуатации СКВ в связи с сосредото-
чением оборудования, требующего систематического обслужива-
ния и ремонта, в одном месте либо в ограниченном числе мест;
возможна надлежащая защита от передачи механического и
аэродинамического шума и вибраций в обслуживаемые поме-
щения;
142
обеспечивается возможность эффективного поддержания за-
данных параметров воздуха в помещениях.
Определенные затруднения встречаются при устройстве СКВ
в существующих зданиях. В отдельных случаях, в связи с необ-
ходимостью прокладки разветвленных воздуховодов сравнитель-
но больших размеров, устройство центральных СКВ невозможно
и вместо них применяют местные СКВ.
Центральные СКВ имеют весьма широкую область примене-
ния — промышленные здания всех видов и общественные здания
с помещениями больших объемов. Центральные СКВ, предназна-
ченные для круглогодичного и круглосуточного поддержания за-
данных параметров воздуха в помещениях, не имеющих системы
отопления, следует проектировать не менее чем с двумя конди-
ционерами.
Кондиционеры должны иметь такую производительность, что-
бы при выходе из строя одного из них производительность осталь-
ных была не менее 50% расчетной по воздуху, а по теплу — до-
статочной для поддержания в помещениях заданных расчетных
температур в холодный период года.
Центральные СКВ имеют много различных модификаций.
Выбор системы зависит от назначения помещений, конструк-
тивных особенностей здания, его ориентации по странам света,
размеров помещений и эксплуатационных требований.
§ 34. Центральные однозональные прямоточные
системы кондиционирования воздуха
Центральные однозональные СКВ рекомендуется применять
для обслуживания одного помещения, максимальная площадь
которого Рмакс (площадь одной зоны) определяется требования-
ми к точности поддержания температуры, а именно: при kt =
= ±0,5°С Рмакс =600 М2, при kt = ±1°С Рмакс = 1000 М2 И При
kt — ±2°С Рмакс — 2000 м2. Такие системы можно также при-
менять для обслуживания группы отдельных помещений с общим
регулированием при условии, что в этих помещениях допускают-
ся различные отклонения от заданных параметров воздуха.
На рис. 58 приведена принципиальная схема центральной
однозональной прямоточной СКВ, работающей полностью на на-
ружном воздухе, воздуховоды которой изображены сплошными
линиями. Штриховой линией показан воздуховод первой рецир-
куляции, штрихпунктирной — воздуховод второй рециркуляции,
которые будут рассмотрены ниже.
Прямоточные системы применяются только в тех случаях,
когда рециркуляция воздуха недопустима по санитарно-гигиени-
ческим соображениям.
В теплый период года наружный воздух за счет разрежения,
создаваемого приточным вентилятором 8, поступает в кондицио-
нер через приемный клапан К1, очищается в фильтре 3, охлаж-
143
Рис. 58. Принципиальная схема центральной однозональной прямоточной СКВ,
работающей полностью на наружном воздухе (сплошные линии) с одной ре-
циркуляцией (штриховые линии) и двумя рециркуляциями (штрихпунктирная
линия):
/ — воздухозаборное устройство: 2 — смесительная камера; 3 — фильтр; 4 — камера обслу-
живания; 5 — секции калориферов первого подогрева; 6 — оросительная камера; 7 — на-
правляющий аппарат; 8 — приточный вентилятор; 9 — секции калориферов второго подо-
грева; 10 — шумоглушители; 11 — насос; 12 — вытяжной вентилятор; 13 — воздуховод; К —
клапан; Т — терморегулятор; В — влагорегулятор
дается в оросительной камере 6, подогревается в секциях кало-
риферов второго подогрева 9 (в случае необходимости) и нагне-
тается в обслуживаемое помещение. Вместо оросительной камеры
кондиционер может быть оборудован поверхностным орошаемым
воздухоохладителем, который в настоящее время изготовляется
только для кондиционеров КД-10 и КД-20. Тепловая нагрузка
секций второго подогрева практически не зависит от температу-
ры наружного воздуха, поэтому для них приготавливают тепло-
носитель с постоянными параметрами, что улучшает условия ре-
гулирования. В кондиционерах особенно большой производитель-
ности в результате процессов смешения, нагрева и охлаждения
происходит значительное расслоение воздуха по температуре и
144
Теплый период
Рис. 59. Построение процессов обработки воздуха на I — rf-диаграмме при од-
нозональной прямоточной схеме СКВ (сплошные линии) и с первой рециркуля-
цией (штриховые линии)
влагосодержаншо. Наиболее равномерные параметры имеет воз-
дух после перемешивания в вентиляторе. Поэтому кондиционеры,
в которых влажность регулируется по методу точки росы (т. е.
путем поддержания заданной температуры воздуха за ороситель-
ной камерой), следует собирать таким образом, чтобы секции
калориферов второго или местного подогрева 9 устанавливались
на стороне нагнетания.
К форсункам оросительной камеры 6 насосом 11 подводится
холодная вода от внешнего источника. Ее температура регулиру-
ется клапаном К4, который управляется терморегулятором Т2.
Между рабочими секциями кондиционера устанавливаются ка-
меры обслуживания 4 и камеры воздушные (смесительные) 2.
Последние устанавливаются только при устройстве рециркуляции
воздуха. Воздух из обслуживаемого помещения удаляется вы-
тяжной системой с вентилятором 12.
Необходимость установки на воздуховодах глушителей аэро-
динамического шума 10 и их размеры определяются расчетом
(см. главу XI).
В холодный период года наружный воздух подогревается в
секциях калориферов первого подогрева 5, увлажняется в ороси-
тельной камере 6, работающей в этот период на рециркуляцион-
ной воде, и догревается в секциях второго подогрева 9.
На рис. 59 сплошными линиями показаны процессы обработ-
ки воздуха на I—d-диаграмме в теплый и холодный периоды
145
года при однозональной прямоточной схеме СКВ. Процессы, по-
казанные на диаграмме штриховыми линиями, будут рассмотре-
ны ниже.
В теплый период года наружный воздух с параметрами точ-
ки Н охлаждается и осушается до параметров точки О, затем по-
догревается в вентиляторе до параметров точки Д и, если необхо-
димо, в секции второго подогрева — до параметров точки П2.
Процесс ассимиляции тепла и влаги в помещении изображен по-
литропой П2В.
В холодный период года наружный воздух с параметрами точ-
ки Н нагревается в секциях первого подогрева до параметров
точки П1, увлажняется в оросительной камере до параметров
точки О, подогревается в вентиляторе и секциях второго подогре-
ва до параметров точки П2 и, ассимилируя в помещении тепло и
влагу, приобретает параметры, характеризуемые точкой В.
Вместо оросительных камер при установке кондиционеров ти-
па КД-Ю или КД-20 могут быть применены поверхностные оро-
шаемые воздухоохладители, что позволяет существенно упростить
схему холодоснабжения благодаря закрытой схеме циркуля-
ции холодоносителя. Для кондиционеров типа КТ изготовляют-
ся только поверхностные неорошаемые воздухоохладители. В от-
дельных случаях при экономически обоснованной целесообразно-
сти устройства закрытой схемы холодоснабжения может быть
предусмотрена установка поверхностных неорошаемых воздухо-
охладителей и оросительных камер, работающих по изоэнтальпи-
ческому режиму. При установке поверхностных воздухоохладите-
лей часть из них (отдельные секции) в холодный период года
используют в качестве калориферов первого подогрева.
Параметры воздуха в обслуживаемом СКВ помещении регу-
лируются следующим образом. Температура воздуха поддержи-
вается терморегулятором Т1 (рис. 58), устанавливаемым в поме-
щении и управляющим клапаном Кб, который регулирует количе-
ство теплоносителя, подаваемого в калорифер второго подогрева.
Влажность воздуха в помещении регулируется по методу точки
росы. При этом методе поддерживается постоянным влаго-
содержание приточного воздуха путем поддержания на задан-
ном уровне температуры воздуха после вентилятора при практи-
чески постоянной относительной влажности воздуха после
оросительной камеры. Терморегулятор Т2, установленный в воз-
духоводе после вентилятора, в теплый период года регулирует
температуру воздуха при помощи клапана К4. Последний регу-
лирует температуру воды, подаваемой к форсункам ороситель-
ной камеры (путем смешения холодной воды с рециркулируе-
мой), либо количество холодной воды, циркулирующей через по-
верхностный воздухоохладитель.
В холодный период года терморегулятор Т2 при помощи кла-
панов К2 и КЗ регулирует подачу теплоносителя в калорифере
первого подогрева. При значительных колебаниях влаговыделе-
146
ний вместо терморегулятора Т2 в помещении устанавливается
влагорегулятор В1, который управляет теми же клапанами, что
и терморегулятор Т2.
При расчетных температурах наружного воздуха ниже —5°С
(параметр Б) следует предусматривать автоматическую защиту
калориферов первого подогрева от замерзания. Для этой це-
ли в приточном воздухе после вентилятора перед калориферами
второго подогрева устанавливается терморегулятор Т2, который
настраивается на аварийную температуру на 8—10°С ниже нор-
мальной, но не ниже +2°С. При снижении температуры приточ-
ного воздуха до аварийной терморегулятор Т2 выключает работ
тающий вентилятор, открывает клапаны К2 и КЗ и подает ава-
рийный сигнал. При неработающем кондиционере в связи с
недостаточной плотностью приемных воздушных клапанов, отсе-
кающих кондиционер от наружного воздуха при выключении вен»
тилятора, также возникает опасность замерзания калорифе-
ров первого подогрева. Для защиты рекомендуется автоматиче-
ское включение подачи теплоносителя клапаном К2 на 40—60 с
через каждые 2—4 мин; при этом автоматическая защита вклю-
чается специальным терморегулятором только при температуре
воздуха перед калорифером -|-2оС и ниже.
§ 35. Центральные однозональные системы
кондиционирования воздуха с рециркуляцией
Центральные однозональные СКВ, работающие с рециркуля*
цией, так же как и прямоточные, применяются для обслуживания
одного помещения, площадь которого ограничивается в зависимо-
сти от требований к точности поддержания температуры. Эти си-
стемы можно также применять для группы помещений при усло-
вии, что в этих помещениях допускаются различные отклонения
от заданных параметров воздуха, вызываемые общей системой
регулирования температуры подаваемого воздуха (управляющий
терморегулятор устанавливается в одном из обслуживаемых по-
мещений) .
Обязательным условием, определяющим возможность приме-
нения этих систем, является допустимость рециркуляции воздуха
по санитарно-гигиеническим нормам.
СКВ, работающие с рециркуляцией, как правило, проектиру-
ются с переменными объемами наружного и рециркуляционного
воздуха с целью сокращения расходов тепла в холодный и холо-
да — в теплый периоды года. Минимальное количество наружно-
го воздуха определяется расчетом в соответствии с нормами, при-
веденными в приложении 24 и в СНиП.
На рис. 58 штриховой линией нанесен воздуховод, трансфор-
мирующий прямоточную схему в схему СКВ с первой рециркуля-
цией воздуха.
147
Вытяжка воздуха из обслуживаемого помещения осуществля-
ется специальным вытяжным вентилятором 12, имеющим произ-
водительность меньшую, чем производительность приточного вен-
тилятора кондиционера 8, что позволяет поддерживать в конди-
ционируемом помещении избыточное давление. Часть воздуха,
извлекаемая вентилятором 12, подается в кондиционер на рецир-
куляцию, остальная часть выбрасывается в атмосферу. Воздух на
рециркуляцию можно забирать вентилятором кондиционера.
Однако преимущественно применяются схемы с двумя вентилято-
рами, так как сокращаются затраты электроэнергии, поскольку
производительность рециркуляционного вентилятора всегда мень-
ше, чем производительность вентилятора кондиционера. Кроме
того, использование для рециркуляции вентилятора кондиционе-
ра не исключает необходимости установки отдельного вентилято-
ра для удаления воздуха из помещения. Производительность это-
го вентилятора должна регулироваться в широких пределах: от
максимальной (равной производительности рециркуляционного
вентилятора) до минимальной (равной минимальной подаче на-
ружного воздуха за вычетом требуемого расхода воздуха на со-
здание повышенного давления в кондиционируемом помещении).
Необходимость регулирования производительности вытяжного
вентилятора в столь широком диапазоне значительно усложняет
схему автоматического регулирования, в связи с чем нормами
рекомендуется применять двухвентиляторную схему (рис. 58).
Применять естественную вытяжку из помещений при СКВ,
работающих с переменными объемами наружного и рециркуля-
ционного воздуха, также не рекомендуется, так как управление
воздушными клапанами больших размеров требует сложных при-
боров для обеспечения стабилизации избыточного давления в об-
служиваемом помещении.
В СКВ с первой рециркуляцией весь воздух, подаваемый в
обслуживаемые помещения, проходит обработку в оросительной
камере или поверхностном орошаемом воздухоохладителе, что
позволяет стабилизировать его влагосодержание. В соответствии
с этим СКВ с первой рециркуляцией применяется в тех случаях,
когда предъявляются повышенные требования к поддержанию
влажности в обслуживаемых помещениях.
На I—d-диаграмме (рис. 59) сплошными и штриховыми ли-
ниями изображено построение процессов обработки воздуха в
СКВ с первой рециркуляцией.
При расчетном режиме для теплого периода года воздух, по-
даваемый рециркуляционным вентилятором, подогревается в вен-
тиляторе и воздуховодах от параметров точки В до параметров
точки Р. Затем смешивается с наружным воздухом (параметры
точки Н). Смесь с параметрами точки С проходит обработку в
оросительной камере (точка О), далее подогревается (точка Д)
в вентиляторе 8 (рис. 58) и, в случае необходимости, в калори-
ферах второго подогрева 9, после чего воздух подается в обслу-
148
живаемое помещение с параметрами точки 772 (рис. 59). Про-
цесс ассимиляции тепла и влаги в помещении изображен прямой
П2В.
В расчетном режиме для холодного периода года наружный
воздух с параметрами точки Н смешивается с рециркуляцион-
ным воздухом, имеющим параметры точки В. Смесь с парамет-
рами точки С нагревается в калориферах первого подогрева до
температуры, соответствующей точке П1'9 и увлажняется в оро-
сительной камере до параметров точки О. Увлажненный воздух
подогревается в вентиляторе 8 (рис. 58) и калориферах второго
подогрева 9 до температуры, соответствующей точке 772 (рис. 59),
и подается в обслуживаемое помещение. Процесс ассимиляции
тепла и влаги в помещении изображен прямой П2В.
Система автоматического регулирования кондиционера с пер-
вой рециркуляцией работает по следующей схеме (см. рис. 58).
Температура воздуха в помещении в теплый и холодный периоды
поддерживается на заданном уровне терморегулятором Т1, уста-
новленным в обслуживаемом помещении, и управляющим клапа-
ном Кб, подающим теплоноситель в калориферы второго подо-
грева.
Влагосодержание приточного воздуха поддерживается на за-
данном уровне терморегулятором Т2, устанавливаемым за оро-
сительной камерой (или орошаемым поверхностным воздухо-
охладителем). Терморегулятор Т2 в теплый период регулирует
температуру воды, подаваемой к форсункам камеры орошения,
либо количество воды, циркулирующей через поверхностный воз-
духоохладитель, поддерживая на заданном уровне температуру
точки росы.
В холодный период года терморегулятор Т2 управляет клапа-
нами К2 и КЗ, регулирующими подачу теплоносителя в калори-
феры первого подогрева. При значительных колебаниях влаговы-
делений в помещении вместо терморегулятора Т2 устанавливает-
ся влагорегулятор В1, который управляет теми же клапанами,
что и терморегулятор Т2.
Для регулирования соотношения между количествами наруж-
ного и рециркуляционного воздуха устанавливается специальный
терморегулятор ТЗ, датчиком которого служит мокрый термо-
метр, измеряющий энтальпию наружного воздуха. Регулирование
осуществляется по следующей схеме:
при энтальпии наружного воздуха в пределах /о<7н<7г>
терморегулятор ТЗ устанавливает клапаны KI, К8 и К9 на ре-
жим подачи максимального количества наружного воздуха и мак-
симального выброса отработанного воздуха и подключает управ-
ление этими клапанами к терморегулятору Т2 или влагорегуля-
тору В1\
при энтальпии наружного воздуха 7н>7в терморегулятор ТЗ
устанавливает клапаны 7(7, К8 и К9 на режим подачи минималь-
ного количества наружного воздуха и минимального выброса.
149
В холодный период года терморегулятор Т2 или влагорегуля-
тор В1 управляет воздушными клапанами К/, КЗ, К9, снижая
количество подаваемого наружного воздуха по мере понижения
его энтальпии вплоть до минимально допустимого, после чего ре-
гуляторы переключаются на управление клапанами К2 и КЗ, ре-
гулирующими подачу теплоносителя в калориферы первого по-
догрева.
При второй рециркуляции (воздуховод показан штрихпунк-
тирной линией на рис. 58) автоматическое регулирование ко-
личества рециркуляционного воздуха, подаваемого в камеру сме-
шения за оросительной камерой или поверхностным воздухоохла-
дителем, как правило, не применяют, а регулируют ручным
клапаном КЮ, переключаемым посезонно.
Если температура смеси наружного и рециркуляционного воз-
духа в расчетных условиях холодного периода года равна или
превышает —|-5оС, защиту калориферов первого подогрева от за-
мораживания не предусматривают. В противном случае защита
осуществляется по схеме, описанной для прямоточных СКВ.
§ 36. Центральные многозональные одноканальные
системы кондиционирования воздуха
прямоточные и с рециркуляцией
Центральные многозональные СКВ применяют главным обра-
зом для обслуживания больших помещений, в которых неравно-
мерно размещены источники тепло- и влаговыделений, а также
для обслуживания большого числа сравнительно мелких помеще-
ний. В обоих случаях применяют многозональные СКВ, несколь-
ку они более экономичны, чем отдельные системы для каждой
зоны или каждого помещения.
Однако многозональные СКВ не могут обеспечить такую же
высокую точность поддержания одного из заданных параметров,
воздуха — относительной влажности или температуры, как от-
дельные СКВ.
Если рециркуляция воздуха недопустима по санитарно-гигие-
ническим нормам, то применяют прямоточные СКВ, работающие
только на наружном воздухе.
В многозональных СКВ вместо центрального калорифера
второго подогрева устанавливаются индивидуальные (зональные)
подогреватели для каждого из обслуживаемых помещений или1
каждой зоны большого помещения. К этим подогревателям под-
водится только теплоноситель (как правило, вода с постоянными
параметрами). Холодоноситель к зональным подогревателям не
подводится.
Температура воздуха за центральным кондиционером поддер-
живается регулятором точки росы на уровне, определяемом из
условия получения требуемого влагосодержания приточного воз-
духа.
150
Теплоотдача зональных подогревателей регулируется термо*
регуляторами, установленными в обслуживаемых помещениях.
Поскольку зональные подогреватели не изменяют влагосодержа-
ния приточного воздуха, колебания влаговыделений в помеще-
ниях по сравнению с расчетными вызывают соответствующие из-
менения относительной влажности воздуха в помещениях.
Если многозональная СКВ предназначена для обслуживания
производственных помещений, в которых по технологическим тре-
бованиям допускаются только незначительные колебания относи-
тельной влажности воздуха (3—5%), вместо терморегуляторов
устанавливаются влагорегуляторы. Воздействуя на клапаны, ре-
гулирующие подачу теплоносителя в зональные подогреватели,
влагорегуляторы изменяют температуру воздуха в помещении,
Рис. 60. Принципиальная схема многозональной одноканальной прямоточной
СКВ, работающей на наружном воздухе (сплошные линии), с первой рецирку-
ляцией (штриховая линия), с двумя рециркуляциями (штрнхпунктирная
линия):
7 _ воздухозаборное устройство; 2 — смесительная камера; 3 —фильтр; 4 —секция обслу-
живания; 5 — секции калориферов первого подогрева; € — оросительная камера; 7 — на-
правляющий аппарат; 8 — прямоточный вентилятор; Р, /4, 15 зональные подогреватели:
10 — шумоглушитель; 11 — тасос; 12 — вытяжной вентилятор; 23 — воздуховод
Ш
Рис. 61. Построение процессов обработки воздуха на / -d-диаграмме при мно-
гозональной одноканальной прямоточной СКВ (сплошные линии) и с первой
рециркуляцией (штриховые линии)
поддерживая относительную влажность в заданных пределах с
точностью, определяемой конструкцией влагорегулятора. В мно-
гозональных СКВ, предназначенных для комфортного кондицио-
нирования, как правило, устанавливают терморегуляторы, под-
держивающие температуру воздуха на заданном уровне, допу-
ская отклонения относительной влажности воздуха от расчетной.
На рис. 60 изображена принципиальная схема многозональной
одноканальной прямоточной СКВ, работающей на наружном воз-
духе, воздуховоды которой нанесены сплошными линиями. Воз-
духоводы, обозначенные штриховыми и штрихпунктирными ли-
ниями, будут рассмотрены ниже.
На рис. 61 сплошными линиями показано построение процес-
сов обработки воздуха на I — d-диаграмме при прямоточной схе-
ме, а с дополнением штриховыми линиями — с первой рецирку-
ляцией.
В теплый период года наружный воздух с параметрами, соот-
ветствующими точке Я, всасывается вентилятором кондиционе-
ра, очищается в фильтре, охлаждается и осушается в ороситель-
ной камере или поверхностном воздухоохладителе до парамет-
ров, характеризуемых точкой О. Затем воздух подогревается в.
вентиляторе и воздуховодах до параметров точки Д и поступает
152
к зональным подогревателям 5, 14, 15 (рис. 60), в которых при
необходимости подогревается до требуемых температур в точках
Ль 772, /73 и подается в разные помещения с параметрами, соот-
ветствующими точкам Вг, В3 (рис. 61). Если в данное время
в помещениях отсутствуют тепло- и влаговыделения, воздух
нагревается до параметров, характеризуемых точками Пг\,
Л'2, /7'3.
В холодный период года при расчетных условиях наружный
воздух (точка Н) подогревается в калориферах первого подогре-
ва до параметров точки П1, затем увлажняется в оросительной
камере пли в орошаемом поверхностном воздухоохладителе до
параметров точки О и подается к зональным подогревателям, в
которых подогревается до температуры, требуемой для каждого
помещения (точки /7Ь /72, 773), Терморегуляторы Tl, T2f, ТЗ'
(рис. 60), установленные в каждом помещении, поддерживают
заданную температуру воздуха в помещениях (точки В2, В3,
рис, 61), управляя клапанами Кб, КИ, К12, регулирующими по-
дачу теплоносителя в зональные подогреватели 9, 15, 14 (рис. 60).
Температура воздуха, подаваемого центральным кондиционе-
ром к зональным подогревателям, регулируется терморегулято-
ром Т2, который в холодный период года управляет клапанами
К2 и КЗ, изменяющими количество теплоносителя, поступающе-
го в калориферы первого подогрева. В теплый период года
терморегулятор Т2 переключается на управление клапаном К4,
регулирующим температуру воды, подаваемой к форсункам оро-
сительной камеры. При установке поверхностных воздухоохлади-
телей клапан К4 изменяет количество холодоносителя, подавае-
мого в воздухоохладитель.
Защита калориферов первого подогрева от замерзания
выполняется по схеме, приведенной в описании центральных од-
нозональных прямоточных СКВ.
Центральные многозональные СКВ, работающие с рецирку-
ляцией воздуха, применяют в тех же случаях, что и прямоточ-
ные многозональные СКВ, но при условии, что воздушная среда
во всех обслуживаемых помещениях удовлетворяет санитарно-
гигиеническим требованиям, обусловливающим допустимость ис-
пользования рециркуляционного воздуха. Как правило, во всех
СКВ, работающих с рециркуляцией, применяют переменное соот-
ношение между объемами наружного и рециркуляционного воз-
духа. На рис. 60 воздуховод первой рециркуляции обозначен жир-
ной штриховой линией. Он трансформирует прямоточную
СКВ в СКВ с первой рециркуляцией. Обработка воздуха в кон-
диционере и схема регулирования подобны описанным для одно-
зональной СКВ с первой рециркуляцией, за исключением схемы
регулирования температуры воздуха, подаваемого в обслуживае-
мые помещения, которая аналогична схеме для прямоточной
многозональной СКВ, поскольку в данной СКВ центральный воз-
духоподогреватель заменен зональными.
153
Точка С (рис. 61) определяется по правилам смешения необ-
ходимых количеств наружного воздуха и воздуха, забираемого из
помещений с параметрами, соответствующими точкам В2 и
Вз. Подогрев воздуха в воздуховодах и в рециркуляционном
вентиляторе в холодный период года, как правило, не учитыва-
ется.
При дополнении СКВ, работающей с первой рециркуляцией,
воздуховодом второй рециркуляции (показан на рис. 60 штрих-
пунктирной линией) могут быть получены СКВ с двумя рецирку-
ляциями, Работа этой системы и схема автоматического регули-
рования аналогичны таковым в СКВ с первой рециркуляцией.
На воздуховоде второй рециркуляции установлен ручной кла-
пан 9, переключаемый посезонно. Автоматизация управления
клапаном обычно не предусматривается вследствие сложности
одновременного автоматического управления клапаном KJ на
наружном воздухе и клапанами д9 и К10 на воздуховодах пер-
вой и второй рециркуляции.
§ 37. Центральные многозональные двухканальные
системы кондиционирования воздуха
Область применения центральных многозональных двухка-
нальных СКВ та же, что и многозональных одноканальных СКВ
с калориферами местного подогрева. Кондиционеры двухканаль-
ных СКВ подают воздух к обслуживаемым помещениям (зонам)
по двум параллельным каналам (воздуховодам): по одному ка-
налу транспортируется охлажденный воздух, по другому — теп-
лый. Температура воздуха обслуживаемого помещения регули-
руется комнатным терморегулятором при помощи исполнитель-
ного механизма смесительного воздушного клапана, регулирую-
щего соотношение количества охлажденного и теплого воздуха
в подаваемой смеси.
Двухканальные СКВ по сравнению с одноканальными с мест-
ными подогревателями обладают следующими преимуществами:
в обслуживаемых помещениях или вблизи них отсутствуют
теплообменники и трубопроводы теплоснабжения;
в переходное время года возможно максимальное использова-
ние холода наружного воздуха;
работа СКВ хорошо сочетается с работой систем отопления с
местными нагревательными приборами, что имеет большое зна-
чение при устройстве СКВ в существующих зданиях.
К недостаткам двухканальных систем относятся увеличенные
затраты на устройство и тепловую изоляцию параллельных кана-
лов (воздуховодов) и конструктивные затруднения в прокладке
каналов сравнительно больших размеров как во вновь проекти-
руемых, так и в существующих зданиях.
Двухканальные СКВ бывают прямоточными и с использова-
нием рециркуляции.
154
Рис. 62. Принципиальная схема прямоточной двухканальной многозональной
СКВ:
/ — воздухозаборная решетка; 2, 4 — камеры обслуживания; 3 — фильтр; 5 — секции кало-
риферов первого подогрева; 6 — оросительная камера; / —направляющий аппарат; 8 —
прито-.ный вентилятор: 9— секции калориферов второго подогрева; 10 — шумоглушитель;
11 — насос; 12 — вытяжной вентилятор; 13 — воздуховод
На рис. 62 изображена принципиальная схема прямоточной
двухканальной многозональной СКВ, на рис. 63 представлено
построение процессов обработки воздуха на I — d-диаграмме.
В расчетных условиях теплого периода года наружный воздух
всасывается вентилятором кондиционера при параметрах, соот-
ветствующих точке Ну проходит очистку в фильтре и затем ох-
лаждается и осушается в оросительной камере или поверхност-
ном воздухоохладителе до параметров точки О. После вентиля-
тора воздух с параметрами, соответствующими точке Д (учет
подогрева в вентиляторе), подается непосредственно в канал
охлажденного воздуха и к калориферу 9 (рис. 62) второго подо-
грева, установленному в канале теплого воздуха, где он нагрева-
ется до параметров точки/72 (рис. 63). Смесительные воздуш-
1»
Теплый период
Рис. 63. Построение процессов обработки воздуха на 1—d-диаграмме при пря-
моточной двухканальной многозональной СКВ
ные клапаны К9, К10, К11 (рис. 62), как правило, устанав-
ливают в непосредственной близости к обслуживаемым помеще-
ниям. Б этих клапанах охлажденный и теплый воздух смешива-
ются в необходимых пропорциях до параметров, соответствую-
щих точкам ГЦ, ГЦ, ГЦ-, смесь подается в обслуживаемые
помещения, где, ассимилируя избытки тепла и влаги, приобрета-
ет параметры, характеризуемые точками В%, В3 (рис. 63)
Управление смесительными воздушными клапанами осуще-
ствляется индивидуальными комнатными терморегуляторами
Tl'> T2'r T3f (рис. 62), поддерживающими заданные параметры
воздуха в помещениях.
Из-за неплотностей смесительных воздушных клапанов ми-
нимальная температура воздуха, подаваемого в помещения в теп-
лый период года, всегда превышает температуру воздуха в кана-
ле охлажденного воздуха (/См>^д). Эта температура может быть
определена по формуле
4м = (1—«Кд + ^п, (142)
где п — неплотность клапана, закрытого на проход теплого воз-
духа, в долях от суммарного поступления воздуха через клапан
(обычно значение п принимают в пределах от 0,05 до 0,1 с уточ-
нением по данным завода-изготовителя); £д, tn — температура
воздуха, соответственно в каналах охлажденного и теплого воз-
духа.
Максимальная пропускная способность канала охлажденного
воздуха принимается равной производительности СКВ, определи-
емой обычными методами расчета (см. главу V). Пропускную
способность канала теплого воздуха обычно принимают равной
50—70% от пропускной способности канала охлажденного воз-
духа.
При расчетных условиях холодного периода года наружный
воздух (точка Н, рис. 63) всасывается вентилятором кондицио-
нера, очищается в фильтре, подогревается в калориферах первого
подогрева до параметров точки П1, увлажняется в оросительной
камере либо в поверхностном орошаемом воздухоохладителе до
параметров точки О. Затем часть воздуха подается к калориферу
второго подогрева, приобретает параметры точки П2 и поступает
в канал теплого воздуха. Остальная часть воздуха поступает не-
посредственно в канал охлажденного воздуха. Приготовленный
в смесительных воздушных клапанах воздух с параметрами в
точках Пь П2, П3 подается в обслуживаемые помещения, где он,
ассимилируя тепло и влаговыделения, приобретает параметры,
соответствующие точкам Bir В2, В3.
Автоматическое регулирование двухканальной СКВ осуще-
ствляется по схеме, аналогичной схеме регулирования однока-
нальиой многозональной СКВ, за исключением комнатных термо-
регуляторов, которые в двухканальной схеме управляют смеси-
тельными клапанами вместо клапанов на подаче теплоносителя
к местным подогревателям в одноканальной СКВ.
Двухканальные СКВ с рециркуляцией воздуха работают по
аналогичной схеме, как правило, с переменным соотношением
объемов наружного и рециркуляционного воздуха.
§ 38. Центральные водовоздушные системы
кондиционирования воздуха
За последние годы в практике строительства современных
многоэтажных зданий с большим количеством комнат, располо-
женных по периметру здания, широкое применение находят цент-
ральные водовоздушные СКВ. Такое наименование эти системы
получили потому, что в кондиционируемые помещения подает-
ся наружный воздух, приготовленный в центральном кондицио-
нере, а вода для обработки рециркуляционного воздуха циркули-
рует в местных кондиционерах-доводчиках, устанавливаемых не-
посредственно в обслуживаемых помещениях.
Доводчики изготовляются двух типов: вентиляторные и эжек-
ционные. Преимущественно применяются эжекционные конди-
ционеры-доводчики (ЭКД) типов КНЭ-У0.8А и КНЭ-У1,2 (см.
рис. 19).
Вентиляторные кондиционеры-доводчики имеют ограниченное
применение в связи с высоким уровнем шума, создаваемого рабо-
тающим вентилятором доводчика.
Водовоздушные СКВ с ЭКД работают по следующей схеме.
Наружный воздух после очистки и тепловлажностной обработки
157
подается в эжекционный кондиционер-доводчик через распреде-
лительную трубу, а оттуда — в напорную камеру через регулиру-
емое щелевое отверстие. Из напорной камеры воздух выходит в
смесительную камеру через сопла диаметром от 3,5 до 5,5 мм со
скоростью ^20 м/с и эжектирует рециркуляционный воздух, ко-
торый поступает из помещения через матерчатый фильтр и тепло-
обменники, входящие в конструкцию ЭКД. Количество эжекти-
руемого рециркуляционного воздуха определяется расчетом в за-
висимости от расхода наружного воздуха, диа-метра и числа
сопел. Коэффициент эжекции, т. е. отношение количества эжек-
тируемого воздуха (вторичного) к эжектирующему (первично-
му), обычно находится в пределах от 1,5 до 3,5.
ЭКД комплектуются двух- или трехрядными трубчатыми
оребренными теплообменниками с алюминиевыми пластинами.
Трехрядный теплообменник состоит из двухрядного и однорядно-
го теплообменников, установленных последовательно по ходу
воздуха. Через теплообменники циркулирует нагретая или ох-
лажденная вода, подаваемая от центральных водоподогревате-
лей или водоохладителей.
Водовоздушные СКВ с доводчиками выполняют также отопи-
тельные функции, подогревая рециркуляционный воздух в тепло-
обменнике. _
При выключенном кондиционере (в нерабочее время) тепло-
обменник работает на естественной конвекции. Поэтому вслед-
ствие снижения коэффициентов теплопередачи (из-за уменьше-
ния скорости движения воздуха) на это время увеличивают тем-
пературу горячей воды, циркулирующей через теплообменник.
Э1\Д размещают в строительных элементах здания, как правило,
под окнами. Выпускают воздух через приточную решетку, вмон-
тированную в подоконную доску. Решетка снабжена направля-
ющими перьями для отклонения потока воздуха от вертикали в
глубь помещения.
Максимальная глубина зоны обслуживания при установке
ЭКД под окнами и высоте помещения 3,5 м равна 6 м, при высо-
те помещения 2,5 м — глубина зоны 5 м.
Температура воздуха в помещениях регулируется клапанами,
устанавливаемыми на линиях подачи тепло- и холодоносителя в
теплообменники. Управление клапанами автоматическое. Воз-
можно дополнительное ручное регулирование при помощи воз-
душного клапана, имеющегося в ЭКД типов КНЭ-У0,8А и
КНЭ-У1.2. Этот клапан открывает воздушный канал в обвод
теплообменника.
Теплообменники доводчиков могут присоединяться к сетям
тепло- и холодоносителя по двух-, трех- и четырехтрубиым схе-
мам. Двухтрубная схема может эксплуатироваться с общим по-
фасадным или групповым включением тепло- или холодоносите-
ля. Трех- и четырехтрубные схемы обеспечивают подачу тепло-
или холодоносителя в любой теплообменник. При трехтрубной
158
схеме по одной трубе подается горячая вода (теплоноситель),
по второй трубе — охлажденная вода (холодоноситель). Третья
труба служит общим обратным трубопроводом, что является не-
достатком трехтрубной схемы вследствие смешивания тепло- и
холодоносителя.
Наиболее совершенной является четырехтрубная схема, при
которой тепло- и холодоноситель подводятся и отводятся от теп-
лообменников по отдельным трубам. При этой схеме ЭКД комп-
лектуются одним двухрядным теплообменником и одним одно-
рядным. Двухрядный теплообменник присоединяется к сетям хо-
лодоносителя, а однорядный — к сетям теплоносителя.
Принципиальная схема водовоздушной СКВ с эжекционными
кондиционерами-доводчиками изображена на рис. 64.
Воздух в центральном кондиционере обрабатывается по схе-
ме, аналогичной описанной для прямоточной СКВ. Параметры
Рис. 64. Принципиальная схема водовоздушнон СКВ с эжекционными конди-
ционерами-доводчиками (ЭКД):
/ — приемный клала з; 2 — сухой фильтр; 3 — воздухонагреватель; 4 — камера орошения;
5 — воздухоохладитель; 6 — вентилятор кондиционера; 7 — шумоглушитель; 3 —задвижка;
5 — насосы: /0 — водоподогреватель; // — индукторные муфты; 12—теплообменники ЭКД;
/3 — проходные клапаны; 14 — водоохладитель; 15 — воздуховод к ЭКД
<59
воздуха (первичного) подаваемого кондиционером, выбираются,
исходя из условия обеспечения требуемой влажности воздуха в
кондиционируемых помещениях, поскольку в ЭКД отсутствуют
средства для повышения влажности рециркуляционного воздуха.
Повышение влажности внутреннего воздуха особенно важно в
холодный период года. Поэтому эти функции возлагают на пер-
вичный воздух. В теплый период года функции ассимиляции вла-
говыделений также возлагаются на первичный воздух, так как
осушка воздуха теплообменниками потребовала бы устройства
сети дренажных трубопроводов для удаления сконденсирован-
ной влаги, что усложняет эксплуатацию СКВ и увеличивает ка-
питальные затраты.
Ассимиляция тепловыделений в кондиционируемых помеще-
ниях в теплый период года осуществляется частично первичным
воздухом и частично — вторичным (охлаждаемым теплообменни-
ком, через который циркулирует холодная вода). В холодный пе-
риод года помещения отапливаются теплообменником, питаемым
горячей водой, потому калориферы второго подогрева в цент-
ральном кондиционере не устанавливаются.
Производительность центрального кондиционера должна
обеспечить санитарную норму подачи наружного воздуха для
людей, находящихся в помещении, которую принимают в преде-
лах 50—80 м3/ч на одного человека. При выборе санитарной нор-
мы следует учитывать степень применения синтетических мате-
риалов, плотность заселения помещений и среднее число посети-
телей. Определенное по санитарной норме количество воздуха
должно быть проверено на ассимиляцию влаговыделений. Выби-
рают большее из полученных значений.
Производительность ЭКД по первичному воздуху следует вы-
бирать в пределах, указанных в паспортных данных. При этом
необходимо учитывать, что верхним пределам соответствует по-
вышенный уровень шума, создаваемый воздухом, выходящим
через сопла в смесительную камеру.
Температура холодоносителя, подаваемого в теплообменники,
должна быть не ниже температуры точки росы воздуха в конди-
ционируемых помещениях с целью предупреждения конденсации
водяных паров на поверхности теплообменника.
Температуру горячей воды определяют расчетом для двух пе-
риодов: при работающем центральном кондиционере и при рабо-
те теплообменников с естественной конвекцией (в нерабочее
время).
Приготовление холодоносителя осуществляется в водоох-
ладителе 14, а приготовление теплоносителя (горячей воды) —
в водоподогревателе 10. Холод и теплоноситель к теплообменни-
кам ЭКД подаются насосами 9.
Водовоздушные СКВ с эжекционными доводчиками проекти-
руют на среднее давление, т. е. с вентиляторами центральных
кондиционеров, развивающими давление 120—160 кгс/м2.
160
Системы высокого давления имеют ограниченное примене-
ние в связи с тем, что серийно изготовляемые кондиционеры
комплектуются вентиляторами с давлением до 160 кгс/м2.
Водовоздушные СКВ с эжекционными доводчиками отлича-
ются высокой эффективностью, требуют небольшой площади для
размещения оборудования, позволяют одновременно отапливать
и охлаждать различные помещения при местной рециркуляции
внутреннего воздуха. Эти качества способствуют их широкому
применению в современных административных, гостиничных и
лечебных зданиях.
Методика расчета водовоздушных СКВ с ЭКД разработана
О. Я- Кокориным и Л. И. Ставицким.
§ 39. Местные системы кондиционирования воздуха
Местные СКВ устанавливаются внутри обслуживаемых по-
мещений либо в непосредственной близости к ним. Эти системы
могут быть оборудованы как автономными, так и неавтономны-
ми местными кондиционерами. Автономные кондиционеры имеют
встроенные компрессионные холодильные машины, работающие
на хладоне-12 или хладоне-22.
Испарители холодильных машин используются в теплый пе-
риод года как поверхностные воздухоохладители для охлаждения
и осушки воздуха. В холодный период года воздух подогревает-
ся электрическими калориферами. Автономные кондиционеры
холодопроизводительностью до 2500 ккал/ч имеют конденсаторы
воздушного охлаждения и предназначаются для установки в ок-
нах, внутри обслуживаемых помещений.
Автономные кондиционеры холодопроизводительностью 7500—
50 000 ккал/ч имеют, как правило, конденсаторы водяного охлаж-
дения, что требует устройства системы оборотного водоснабже-
ния, а это увеличивает затраты и нерационально для небольших
установок. Использование проточной воды в будущем практичес-
ки исключается. В настоящее время разрабатываются конструк-
ции автономных кондиционеров с холодильными машинами про-
изводительностью до 80 000 ккал/ч, оборудованные конденсато-
рами воздушного охлаждения, что значительно расширит
область их применения.
Преимущества местных СКВ с автономными кондиционе-
рами заключаются в сравнительно небольших трудозатратах
на монтаж и возможности устанавливать их в любых помеще-
ниях.
К недостаткам местных СКВ относятся повышенный уровень
шума, создаваемый вентиляторами и компрессорами холодиль-
ных машин, необходимость большого числа агрегатов, располо-
женных в различных помещениях, и значительно меньший срок
службы местных кондиционеров, равный 7—10 годам, вместо
20—25 лет для центральных кондиционеров.
6 142
16<
Автономные кондиционеры, как правило, не выполняют ото-
пительных функций, поэтому требуют устройства обычной систе-
мы отопления. Использовать холодильную машину кондиционера
для отопления по циклу теплового насоса практически невозмож-
но, так как ее энергетические мощности, рассчитанные на охлаж-
дение, будут недостаточными для отопления тех же помещений.
Применение электрических подогревателей резко повышает
эксплуатационные расходы.
В силу изложенных выше причин местные системы с автоном-
ными кондиционерами для круглогодичного кондиционирования
в отечественной практике не получили распространения и обычно
применяются в сравнительно шумных помещениях: магазинах,
ресторанах, отдельных производственных помещениях и т. д.
СКВ с местными автономными кондиционерами для обслужи-
вания большого числа мелких помещений или для отдельных
помещений больших размеров применяются только при соответ-
ствующих технико-экономических обоснованиях.
Широкое применение сейчас находят бытовые автономные
кондиционеры для местного кондиционирования воздуха в жи-
лых, служебных и других помещениях площадью до 25 м2.
Системы с местными неавтономными кондиционерами, кото-
рые снабжаются тепло- и холодоносителем от внешних источни-
ков, более распространены, поскольку их можно использовать
для круглогодичного кондиционирования. Кроме того, они созда-
ют меньший уровень шума в помещениях, так как в кондиционе-
рах нет холодильных машин.
Неавтономные кондиционеры, как правило, имеют ороситель-
ные устройства, позволяющие увлажнять воздух в холодный пе-
риод года.
Расчет СКВ с местными кондиционерами заключается в опре-
делении требуемого воздухообмена в кондиционируемых поме-
щениях, потребности в тепле и холоде и выборе соответствующих
кондиционеров на основании их технических характеристик.
§ 40. Методы автоматического регулирования
центральных систем кондиционирования воздуха
В настоящее время центральные СКВ в большинстве случаев
регулируются по методу точки росы, описанному в § 34. Однако
этот способ часто приводит к перерасходу энергии, затрачивае-
мой на обработку воздуха, вследствие необходимости расхода
тепла на второй подогрев даже тогда, когда энтальпия наружно-
го воздуха превышает энтальпию приточного воздуха. Это тепло,
в свою очередь, увеличивает нагрузку системы холодоснабжения.
Недостатки этого метода обусловливаются тем, что воздух
обрабатывается в два этапа.
В первую очередь воздуху придают заданное влагосодержа-
ние, а затем, во вторую очередь, — заданную температуру. Вла-
госодержание регулируется косвенным путем — поддерживанием
162
требуемой температуры воздуха за оросительной камерой, что
при практически стабильной относительной влажности за каме-
рой обеспечивает необходимое влагосодержание приточного воз-
духа. Воздух до требуемой температуры нагревается калорифе-
рами второго подогрева. Для частичного устранения этого недо-
статка в тех случаях, когда это допустимо по санитарно-гигиени-
ческим условиям, применяют вторую рециркуляцию, т. е. часть
рециркулируемого воздуха вводят в кондиционер после ороси-
тельной камеры, что в теплый период года снижает расходы хо-
лода и тепла.
Г. В. Архипов предлагал применять вторую рециркуляцию
круглогодично в постоянном объеме для помещений с постоян-
ными влаговыделениями и в переменном объеме для помещений
с изменяющимися влаговыделениями и значительными теплоиз-
бытками. При постоянном объеме второй рециркуляции относи-
тельная влажность воздуха в помещении регулируется терморе-
гулятором, датчик которого устанавливается за оросительной ка-
мерой, т. е. сохраняется регулирование по методу точки росы.
При переменном объеме второй рециркуляции необходимо
устанавливать в кондиционируемом помещении датчик относи-
тельной влажности или энтальпии. В связи с отсутствием до по-
следнего времени надежных конструкций таких датчиков, наи-
большее распространение получил метод регулирования по точ-
ке росы, несмотря на отмеченные выше недостатки.
В настоящее время вместо метода точки росы начинает приме-
няться разработанный А. Я- Креслинем метод регулирования
кондиционеров по оптимальным режимам. При этом методе ис-
пользуется зависимость расходов холода и тепла от различной
последовательности процессов обработки воздуха в кондицио-
нере.
Оптимальным называется режим, при котором последователь-
ность тепловлажностной обработки воздуха вызывает наимень-
шие эксплуатационные расходы. А. Я- Креслинь на основании
теоретических и экспериментальных исследований установил, что
существуют 13 режимов, которые при определенных параметрах
наружного и внутреннего воздуха, известном тепловлажностном
балансе помещения и заданном относительном количестве на-
ружного воздуха могут быть названы оптимальными.
Для определения требуемого режима на I—d-диаграмму на-
носят границу замкнутой области, в пределах которой могут на-
ходиться точки, характеризующие состояние наружного воздуха
для данного географического пункта. Затем эта область разби-
вается на 13 частей, границы которых определяются в зависи-
мости от допустимого диапазона колебаний параметров приточ-
ного воздуха и воздуха помещения. В зависимости от того, в
какой части этой области находится точка, характеризующая па-
раметры наружного воздуха, определяется оптимальная после-
довательность процессов обработки воздуха в кондиционере.
6’
163
В схему кондиционера, обеспечивающего работу СКВ во всех
тринадцати оптимальных режимах, включен обвод с регулирую-
щим клапаном, позволяющий пропускать часть воздуха, минуя
оросительную камеру. Этот кондиционер имеет пять исполнитель-
ных механизмов, действием которых управляют терморегулятор
и влагорегулятор с датчиками, установленными в обслуживае-
мом помещении.
Вследствие усложнения и удорожания системы автомати-
ческого регулирования применять метод оптимальных режимов
экономически целесообразно, если производительность СКВ рав-
на или больше 15 тыс. м3/ч для промышленных зданий и 10 тыс.
м3/ч для общественных зданий.
Кроме указанных выше методов регулирования, при которых
производительность СКВ оставалась постоянной и изменялись
только параметры приточного воздуха, т. е. осуществлялось ка-
чественное регулирование, в настоящее время начинают приме-
нять количественное и количественно-качественное регулиро-
вание.
Количественный метод предполагает снижение расхода воз-
духа при уменьшении нагрузки. Количественно-качественный ме-
тод предусматривает также снижение расхода при уменьшении
нагрузки, но это снижение ограничивается определенным значе-
нием расхода, по достижении которого дальнейшее снижение
прекращают и начинают изменять параметры приточного воз-
духа.
Ограничения в снижении расхода могут определяться различ-
ными причинами: необходимостью подачи определенного количе-
ства воздуха для компенсации местных отсосов, созданием повы-
шенного давления в обслуживаемых помещениях или обеспече-
нием санитарной нормы. В многозональных СКВ это ограничение
зависит также от возможной разрегулировки системы воздухо-
распределения. Изменение расхода обычно достигается дроссе-
лированием потока.
В однозональных системах большой производительности мож-
но изменять производительность вентиляторов при помощи на-
правляющих аппаратов или уменьшением частоты вращения вен-
тиляторов, имеющих гидромуфты или индукторные муфты сколь-
жения.
СКВ с количественным и количественно-качественным регули-
рованием потребляют меньше холода, тепла и электроэнергии
чем СКВ с качественным регулированием. По данным А. Г. Сот-
никова экономическая эффективность этих методов регулирова-
ния зависит от производительности СКВ, схемы обработки возду-
ха, удельной стоимости энергоносителей, продолжительности
работы СКВ и пр. С увеличением этих величин растет эффектив-
ность. Годовой экономический эффект колеблется в весьма широ-
ких пределах. Он составляет от 0,02 до 0,3 тыс. руб./год на каж-
дые 1000 м3/ч производительности СКВ.
1Ы
Широкому применению СКВ с количественным и количествен-
но-качественным регулированием препятствует отсутствие доста-
точно надежных методов расчета и малая аэродинамическая
устойчивость систем воздухораспределения, сказывающаяся в
изменении расходов воздуха в одних подводках при эксплуатаци-
онном регулировании других.
Для повышения аэродинамической устойчивости в практике
проектирования СКВ низкого давления с количественным регули-
рованием предусматривают устройство камер постоянного стати-
ческого давления. Однако этот метод обладает существенным
недостатком, так как для размещения этих камер требуются
большие строительные объемы. Иногда на магистралях либо по-
этажных ответвлениях устанавливают регуляторы постоянного
статического давления, но это не всегда обеспечивает надежную
работу системы воздухораспределения.
В зарубежной практике для СКВ высокого давления приме-
няют специальные регуляторы с повышенным аэродинамическим
сопротивлением, которые поддерживают постоянный расход воз-
духа при значительных колебаниях давления в воздухораспреде-
лительной сети. Отечественной промышленностью эти регуляторы
пока не изготовляются.
Глава IX
ТЕПЛО- И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 41. Теплоснабжение калориферов
Как указывалось ранее, в СКВ воздух нагревается в секциях
подогрева, выполняемых в виде многоходовых калориферов из
горизонтальных стальных труб, оребренных стальной лентой. Ти-
ковые секции собираются из одно-, двух- и трехрядных базовых
теплообменников.
Для первого подогрева по ходу воздуха устанавливается обыч-
но не менее двух секций. Теплоносителем может быть вода с тем-
пературой до 150°С и пар с давлением не более 6 кгс/см2.
Если теплоноситель вода, то для увеличения скорости ее дви-
жения в трубках теплообменников и коэффициента теплопереда-
чи секции подогрева подключаются последовательно.
Параллельное присоединение применяется только в случаях
недостаточного напора в тепловой сети для преодоления увели-
ченных гидравлических сопротивлений теплообменников, соеди-
ненных последовательно.
Регулирующий клапан устанавливается, как правило, на об-
ратной линии, чтобы улучшить условия эксплуатации. На подаю-
щей линии регулирующий клапан устанавливается только в тех
Ш
случаях, когда давление в этой линии превышает допустимое по
условиям прочности теплообменников (для типовых теплообмен-
ников 8 кгс/см2).
Если теплоноситель пар-, то секции подогрева присоединяются
к паро- и конденсатопроводам параллельно. Максимально допу-
стимое давление пара по условиям прочности теплообменников
6 кгс/см2. В связи с трудностью регулирования теплоотдачи паро-
вых теплообменников пар в качестве теплоносителя применяют
в исключительных случаях и только низкого давления (1,2—
1,5 кгс/см2).
Для секций второго подогрева, местных или зональных подо-
гревателей воздуха в качестве теплоносителя применяют воду с
постоянной температурой в-подающей линии (обычно 60—70°С).
Расчетный перепад температур воды принимают 15—25°С.
Присоединять перечисленные выше подогреватели непосред-
ственно к тепловым сетям не следует, так как требуемая теплоот-
дача подогревателей, как правило, не зависит от температуры на-
ружного воздуха, т. е. не связана с температурным графиком, по
которому изменяется температура воды, подаваемой тепловыми
сетями. Питание водой переменной температуры значитель-
но ухудшило бы работу системы автоматического регулиро-
вания.
Теплоотдача калориферов второго, местного или зонального
подогрева регулируется автоматическим клапаном, изменяющим
количество воды постоянной температуры, подаваемой в калори-
феры.
Для получения воды с постоянной температурой по закрытой
схеме применяют смесительные установки либо установки с про-
межуточными водоводяными или пароводяными теплообменни-
ками.
. На рис. 65 приведена схема смесительной установки приготов-
ления воды для калориферов второго подогрева с присоединени-
ем к подающему и обратному трубопроводам теплоснабжения.
По этой схеме вода из подающего трубопровода тепловой сети
1 с температурами, изменяющимися от 150 до 70°С, через авто-
матический регулирующий клапан 2 поступает в узел регулиро-
вания 3, в который по трубе 4 подается обратная вода от кало-
риферов 6 местного или второго подогревов. Смешанная вода из
узла 3 по трубопроводу 5 при постоянной температуре теплоно-
сителя (например, 70°С) подается к калориферам 6, теплоотдача
которых регулируется клапанами 7. Температура обратной воды
не регулируется и равна обычно 40—50°С.
Обратная вода по трубопроводу 8 поступает к насосу 9, ко-
торый подает ее в узел 10 и далее по трубопроводу 11 через кла-
пан 12 в обратную линию теплоснабжения 13 или по трубопрово-
ду 4 в узел 3. При частичном или полном закрытии клапанов 7
вода из узла 3 по трубопроводу 14 через клапан 15 частично или
полностью поступает в трубопровод 3.
166
Рис 65. Схема смесительной установки приготовления воды для калорифе-
ров второго подогрева с присоединением к подающему и обратному трубопро-
водам теплоснабжения:
1, 5, 14 — подающие трубопроводы; 2, 1» 12, 15 — регулирующие клапаны; 3, 16 —узлы
регулирования; 4, 8, 10, И, 13 — обратные трубопроводы; 6 —калориферы; 7 —насосы; 17,
18 — вентили; Г — терморегулятор; Д — регулятор давления; Р — расходомер
Температура воды в узле 3 поддерживается постоянной при
помощи терморегулятора Т, а постоянное количество циркулиру-
ющей воды поддерживается регулятором давления Д по разнос-
ти давлений в точках 3 и 16.
На теплый период года насос 9 останавливается, ручные венти-
ли 17 закрываются, а вентиль 18 открывается и система работает
под давлением насосов теплосети. Насос 9 подбирается на про-
изводительность, определяемую по формуле W = (уд —40)-1000 м3/4’
и на компенсацию потерь давления Нв в кольце трубопроводов
9—10—3—5—6—16—8—9 при закрытых клапанах 15 и 2.
При закрытом клапане 2 вода, перекачиваемая насосом 9,
движется через калориферы 6. При частичном или полностью
открытом клапане 2 вода поступает в калориферы 6 и за счет
разности давлений в трубопроводах теплосети между точками
1 и 13, что компенсируется прикрытием клапана 12. При откры-
тии клапана 2 расход в сети может возрасти. Если температура
воды в теплосети равна температуре, на которую настроен тер-
морегулятор Т, вода к калориферам поступает только из тепло-
сети в количестве, равном W. При этом по участку 10—3 вода
поступать не будет. Потери давления в сети возрастут на величи-
ну разности между потерями на участках 1—3 плюс 10—13 и на
167
участке 10—3. Давление, которое может быть израсходовано на
циркуляцию воды, возрастет на величину АНС, равную разности
давлений в подающей и обратной линиях теплосети между точка-
ми 1 и 13.
Если разность сопротивлений участков 1—3, 10—13 и 10—3
незначительна (т. е. общая характеристика сети, в которой рабо-
тает насос 9, практически не изменяется), то количество воды,
проходящей по сети под влиянием дополнительной разности дав-
лений, возрастет. Для того чтобы количество воды W, циркули-
рующей в сети, осталось неизменным, суммарное дополнительное
сопротивление сети должно быть Д//д=//1_3+//1о-1з+А//12—Н10_3,
т. е. величина А//д складывается из сопротивления участка 1—3,
равного АЯ1-з, сопротивления участка 10—13, включая сопротив-
ление полностью открытого клапана 12, равного 4//10-1з, и сопро-
тивления за счет перемещения плунжера клапана 12, равного
АНц за вычетом сопротивления участка 10—3, равного АНщ-з-
Клапан 2 на участке 1—3 регулирует приток воды из тепло-
сети и в момент максимального расхода воды должен быть пол-
ностью открыт. Этот клапан следует рассматривать как регуля-
тор дополнительного давления (источника энергии), подаваемо-
го в сеть смесительной установкой.
В небольших установках и при относительно незначительных
приращениях расхода AW (например, А №=0,33 №) клапаном 12
можно управлять от терморегулятора Т параллельно с клапа-
ном 2 по взаимно обратной схеме, т. е., открывая клапан 2, мож-
но закрывать клапан 12 и наоборот.
В больших установках или при значительных отклонениях
(например, А№>0,33 №) клапан 12 должен управляться расхо-
домером Р, установленным после насоса 9 на трубопроводе 9—10
и настроенным на заданный постоянный расход воды №.
Смесительная схема приготовления воды для калориферов
второго подогрева с присоединением к обратному трубопроводу
системы теплоснабжения приведена на рис. 66. Эта схема отли-
чается от предыдущей тем, что смесительная установка присо-
единяется только к обратному трубопроводу теплоснабжения.
Поэтому вода циркулирует в СКВ только при помощи насоса 3.
Из обратного трубопровода 1 теплосети вода с температурой, из-
меняющейся, например, в пределах 70—40°С, через автоматичес-
кий клапан 2 перекачивается насосом 3 вместе с обратной водой,
поступающей от калориферов 8, через клапан 4. Смешанная во-
да нагнетается насосом 3 по трубопроводу 5 в узел 6, из которого
по трубопроводу 7 подается к калориферам 8, регулируемым кла-
панами 9 и далее по трубопроводу 10 к узлу 11, а затем через кла-
пан 4 к насосу 3 или по трубопроводу 12 в обратную линию теп-
лоснабжения /. При частичном или полном закрытии клапанов 9
вода из узла 6 частично или полностью поступает по трубопро-
воду 13 через клапан 14 в обратную линию 10 к узлу 11 и далее
к насосу 3 или в обратный трубопровод 1.
168
Рис. 66. Схема смесительной установки приготовления воды для калори-
феров второго подогрева с присоединением к обратному трубопроводу тепло-
снабжения в холодный период года:
/, 5, 7, 10, 11, 12, 13 — трубопроводы; 2, 4, 9, 14 — регулируемые клапаны; 3 —насос; 6, 11,
/5 — узлы регулирования; 7, 8 — калориферы; 16, 17, 18, 19, 20 — вентили; Т — терморегу-
лятор; Д — регулятор давления
Терморегулятор Т, установленный в узле 6, при помощи кла-
панов 2 и 4 обеспечивает подачу воды заданной температуры.
Регулятор давления Д, настроенный на поддержание постоянной
разности давлений между узлами в точках 6 и /5, обеспечивает
постоянство количества циркулирующей воды с помощью кла-
пана 14 независимо от положения клапанов 9,
На рис. 66 приведено также присоединение питания калори-
феров второго подогрева к подающему трубопроводу тепловой
сети (вентили 16 и 17) и обвод у насоса (вентили 18, 19, 20) —
на случай ремонта насоса 3. Эта схема питания калориферов бо-
лее экономична по сравнению с предыдущей, так как не требует
увеличения расхода теплоносителя по сетям теплоснабжения.
Однако при питании по схеме от обратной магистрали теплосети
поверхность нагрева калориферов обычно превышает в 1,2—2 ра-
за поверхность, необходимую при теплоснабжении по схеме, при-
веденной на рис. 65.
Закрытая схема приготовления теплоносителя с постоянной
температурой приведена на рис. 67. По этой схеме вода из по-
дающего трубопровода теплосети (первичный теплоноситель) по-
дается в водоводяной теплообменник 7, в котором нагревает воду
(вторичный теплоноситель) до заданной температуры. Посколь-
ку в теплый период года температура воды в тепловых сетях
Рис. 67. Закрытая схема приготовления теплоносителя с постоянной темпера-
турой:
/ — расширительный бак; 2 — переливная труба: 3 —сигнальная труба; 4 — присоедини-
тельная труба; 5 — датчик температуры; 6 — регулирующий клапан прямого действия; 7 —
водоводяной теплообменник; 8 — насос; 9 — обводная линия; 10 — регулятор давления «до
себя»; 11 — воздухонагреватели; 12 — регулирующий клапан; 13 — воздухосборник
поддерживается на уровне 70°С, температуру вторичного теплоно-
сителя принимают не более 60°С. Температуру обратной воды пос-
ле воздухонагревателей обычно принимают 35—40°С. Для созда-
ния циркуляции воды в контуре теплообменник 7 — воздухона-
греватели И устанавливается насос 8. Поскольку циркуляцион-
ный контур вторичного теплоносителя является замкнутым, для
восприятия увеличивающегося объема воды при нагревании уста-
навливается расширительный бак 1, снабженный переливной 2,
сигнальной 3 и присоединительной 4 трубами.
Расширительный бак устанавливается не менее чем на 1 м
выше отметки прокладки трубопроводов и установки воздухо-
нагревателей, что обеспечивает заполнение всего циркуляцион-
ного контура водой. Присоединяется бак трубой 4 к циркуляци-
онному контуру вблизи насоса 8. Полезная емкость бака должна
Составлять примерно 5% суммарной емкости теплообменника,
Воздухонагревателей и трубопроводов замкнутого циркуляцион-
ного контура.
Теплоотдача воздухонагревателей 11 регулируется клапана-
ми 12, изменяющими количество воды, подаваемой в воздухона-
греватели.
При закрытых клапанах 12 циркуляция в контуре теплооб-
менник — насос происходит через обводную линию 9 с установ-
ленным на ней регулятором давления «до себя» 10. Постоянная
1ТО
температура воды после теплообменника поддерживается дат-
чиком температуры 5, воздействующим на регулирующий кла-
пан 6, изменяющий количество воды, поступающей из тепловой
сети в теплообменник 7. Удаляется воздух из системы через воз-
духосборник 13.
Закрытые схемы с водоводяными и пароводяными теплооб-
менниками дороже смесительных установок. Поэтому они при-
меняются в тех случаях, когда давление в тепловой сети превы-
шает допустимое для местных систем и требуется независимая
схема присоединения либо когда первичным теплоносителем
служит пар.
Расчетный расход тепла для каждого из калориферов второ-
го, местного или зонального подогрева следует определять, исхо-
дя из условий отсутствия тепловыделений в обслуживаемом по-
мещении и принимать равным большему из расходов, определен-
ных для холодного и теплого периодов года.
§ 42. Холодоснабжение центральных систем
кондиционирования воздуха
и местных воздухоохладителей
Холодоносителем для СКВ, как правило, является вода, по-
лучаемая от холодильных установок, а в отдельных случаях —
от естественных источников. Выбор схемы системы холодоснаб-
жения зависит от способа получения холодной воды, расстояния
потребителей от источника холода, типа испарителя, а также от
способа присоединения воздухоохладителя к холодоносителю.
Оросительные камеры одного кондиционера или небольшой
группы кондиционеров, расположенных вблизи холодильной
станции, рекомендуется присоединять к системе холодоснабже^
ния по схеме, представленной на рис. 68. Как видно из схемы,
баки отепленной и охлажденной воды (4 и 6) располагаются ни-
же поддона камеры, а оси насосов 3 и 9— ниже уровня воды в1
баках. Насос 3 забирает отепленную воду из бака 4 и после ох-
лаждения ее в кожухотрубном или кожухозмеевиковом испари-
теле / (закрытом) через трубопровод охлажденной воды 16 по-
дает в бак 6. Из бака 6 охлажденная вода поступает через смеси-
тельный клапан 8 к насосу 9, который подает смешанную воду
заданной температуры к форсункам в оросительную камеру конг
диционера. В зависимости от соотношения производительности
насосов 3 и 9 и положения плунжеров в клапане 8 вода перели-
вается через перегородку 5 между отсеками бака.
Эту схему можно также использовать для холодоснабжения
от станций, оборудованных испарителями открытого типа, когда
они заменяют собой баки 4 и 6. Убыль воды восполняется от во-
допровода 12 через шаровой клапан в поддоне камеры орошения.
Количество подводимой воды к камерам определяется расходом
на ее испарение (обычно в зимнее время) с коэффициентом 1,25.
171
Рис. 68. Схема системы холодоснабжения небольшой группы оросительных
камер, расположенных вблизи холодильной станции:
У — испаритель холодильной станции; 2 — трубопровод отепленной воды; 3 — насос холо-
дильной станции; 4 — бак отепленной воды; 5 — перегородка; 6 — бак охлажденной воды;
7 — переливная труба; 8 — трехходовой смесительий клапан; 9— насос камеры орошения;
10— трубопровод рециркуляционной воды; 11— трубопровод подачи воды к форсункам;
12 — трубопровод подачи воды из водопровода через шаровой клапан; /3 — оросительная
камера; 14 — переливная труба; 15 — самотечный трубопровод; 16 — трубопровод ох-
лажденной воды
Этот расход воды составляет примерно 1% производительности
рециркуляционного насоса.
Для снабжения холодоносителем больших групп ороситель-
ных камер, расположенных на значительных расстояниях от хо-
лодильной станции, применяется схема, приведенная на рис. 69.
По этой схеме температура воды, подаваемой насосом к форсун-
кам оросительной камеры /, регулируется либо трехходовым
смесительным клапаном 5, либо проходным клапаном 11, кото-
рые изменяют соотношение между количествами рециркулиру-
емой воды из поддона кондиционера и холодной воды, поступа-
ющей из холодильной станции.
Чтобы предупредить замерзание испарителя, устанавли-
вается регулятор давления «до себя» 9. При сокращении потреб-
ности в холоде клапаны 3 и И уменьшают подачу холодной воды
к насосам 4, давление в напорной линии повышается и регулятор
давления 9 открывает клапан 8. Неиспользованная вода подается
в бак 7 холодильной станции, циркуляция которой через испари-
тель 10 обеспечивается насосом 13.
Трубопровод от переливного устройства, расположенного в
поддоне кондиционера, до самотечной магистрали должен рас-
считываться на пропуск количества воды, равного производи-
тельности циркуляционного насоса. Вода, циркулирующая в си-
стеме орошения, и вода^ подаваемая извне, должны очищаться в
сетчатых фильтрах для .предупреждения засорения форсунок и
регулирующих клапанов.
172
Рис. 69. Схема системы холодоснабжения больших групп оросительных камер,
расположенных на значительных расстояниях от холодильной станции:
1 — оросительная камера; 2 —переливные трубы; S — трехходовой смесительный клапан;
4 — насосы кондиционеров; 5 —напорный трубопровод холодной воды; 6 — самотечный
трубопровод отепленной воды; 7 — бак для воды на холодильной станции; 8 — проходной
клапан регулятора давления; 9— датчик регулятора давления; 10 — испаритель холодиль-
ной станции; // — проходной клапан; /2 — трубопровод подачи воды через шаровые кла-
паны; 13— насос испарителя
В приведенных выше схемах баки, устанавливаемые на холо-
дильных станциях, должны размещаться на отметках, обеспечи-
вающих самотечный слив воды из поддонов кондиционеров, а это
часто требует устройства заглубленных помещений (подвалов)
для установки баков и перекачивающих насосов.
В Киевском Промстройпроекте разработана напорная схема
холодоснабжения кондиционеров с камерами орошения, позво-
ляющая размещать кондиционеры, баки и насосы на одной от-
метке (рис. 70). Эта схема включает несколько гидравлически
связанных контуров: контур холодоснабжения 1 и контуры холо-
допотребления 2.
Контур холодоснабжения состоит из испарителей 3 холодиль-
ных машин, насосов 4 испарителей, герметического бака-аккуму-
лятора 5 и циркуляционных коллекторов — нагнетательного 6 и
всасывающего 7. На циркуляционных трубопроводах установле-
ны обратные клапаны 9.
Число контуров холодопотребления определяется количест-
вом подключенных к системе оросительных камер. Контуры хо-
лодопотребления состоят из оросительных камер 10, циркуляци-
онных насосов 11 оросительных камер, трехходовых смеситель-
ных клапанов 12 и трубопроводов 13, 14, 15, 16, 17. Для отключе-
ния холодоносителя от неработающих камер на трубопроводах 16
т
Рис. 70. Напорная схема холодоснабжения кондиционеров:
1 — контур холодоснабжения: 2 — контур холодопотребления; 3 — испарители; 4 — насосы
испарителя; 5 — ба к-аккумулятор; 6 — нагнетательный коллектор; 7 — всасывающий кол-
лектор; 8, 2S —клапаны с электроприводом; 9, 19 — обратные клапаны; 10 — оросительные
камеры; 11—насос кондиционера; 12—трехходовой смесительный клапан; 13, 14,15,16,17,
21 — трубопроводы; 22, 26, 27 — ручные задвижки; 23 — шаровой клапан; 24 — переливное
устройство; 25 — воздушный край; 28 — предохранительный клапан
установлены клапаны с электроприводом 18, сблокированные с
пусковыми и остановочными устройствами насосов 11, а на тру-
бопроводах 13 — обратные клапаны 19.
Водой система заполняется от водопровода через задвижку
22 и шаровые клапаны 23 в поддонах камер. Для выпуска возду-
ха из системы при заполнении предусмотрены воздушные краны
25, установленные в верхней точке системы и в баке-аккумулято-
ре холода. Опорожнение системы производится через сливы в
поддонах камер задвижками 26, в нижних точках системы и ба-
ка-аккумулятора холода—через дренажные линии с задвижками
27. Для защиты системы от возможного повышения давления за
счет нагревания воды в замкнутом контуре холодоснабжения 1
при длительной остановке на баке-аккумуляторе устанавлива-
ется предохранительный клапан 28. Циркуляцию воды в контуре
холодоснабжения 1 осуществляют насосы 4 через испарители 3,
бак-аккумулятор 5 и трубопровод 7. Количество холодильных ма-
шин определяется холодопотреблением системы и ограничива-
ется датчиком температуры холодоносителя, установленным в
баке-аккумуляторе.
Для предотвращения циркуляции холодоносителя через от-
ключенные испарители установлены задвижки с электроприво-
дом 3, сблокированные с пусковыми устройствами насосов 4.
Вместо задвижек с электроприводом могут устанавливаться руч-
ные задвижки и обратные клапаны на нагнетательных линиях
насосов. В случае отключения всех испарителей 3 и их насосов 4
для использования запаса холода в баке-аккумуляторе установ-
лен обратный клапан 9, который обеспечивает нужное направле-
ние циркуляции холодоносителя в контуре 1 только за счет насо-
сов оросительных камер 11.
Циркуляцию холодоносителя в контурах 2 обеспечивают на-
сосы камер 11. Они забирают воду из поддонов камер 20 и пода-
ют ее по трубопроводу 13 во всасывающий трубопровод 7, а по
трубопроводу 14 — на трехходовой смесительный клапан 12, где
в случае необходимости происходит ее смешение с охлажденной
водой, подаваемой из нагнетательного трубопровода 6 по трубо-
проводу 15. После трехходового смесительного клапана 12 вода
(необходимой температуры) по трубопроводу 16 поступает к фор-
сункам оросительных камер. Так как число оросительных камер
10, подключенных к системе, в процессе работы может меняться,
то и гидравлический режим системы изменяется, что приводит
к нарушению равенства расходов воды, разбрызгиваемой в ка-
мерах и откачиваемой из поддонов насосами 11. Уравнительная
линия 21 предотвращает сброс холодоносителя через переливные
устройства одних камер и подпитку через шаровые клапаны 23
в поддонах других камер. Она способствует выравниванию уров-
ней во всех поддонах. Обязательным условием для применения
данной схемы является установка кондиционеров с переливными
устройствами на одном уровне.
При отключении одной или нескольких оросительных камер 10
с их насосами // для исключения подачи холодоносителя в эти
камеры одновременно с остановкой насосов 11 перекрываются
клапаны с электроприводом 18, сблокированные с насосами ка-
мер. Подаче холодоносителя в поддоны 20 через трубопроводы
17 препятствуют обратные клапаны 19.
На рис. 71 представлена закрытая схема двухтрубной систе-
мы холодоснабжения местных воздухоохладителей-доводчиков,
установленных в многоэтажном здании, и воздухоохладителя
центрального кондиционера, подающего первичный воздух к ме-
стным кондиционерам.
Терморегулятор Т, воздействующий на трехходовой смеси-
тельный водяной клапан Кб, поддерживает постоянство темпе-
ратуры подаваемой воды. Системы питания поверхностных
175
Рис. 71. Закрытая схема двухтрубной системы холодоснабжения местных до-
водчиков и центрального кондиционера:
/ — испаритель; 2 — насос испарителя; 3 — подающие трубопроводы; 4 —обратные трубо-
проводы; 6 — переливная труба; 6 — расширитель; 7 — поверхностные воздухоохладители-
доводчикн; 8 — поверхностный воздухоохладитель кондиционера; 9 — камера орошения
кондиционера; 10 — проходные регулирующие клапаны; 11— трехходовой регулирующий
клапан; 12 — раковина; 13 — регулятор расхода; 14 — воздушная линия; 15 — перепускной
трубопровод; 16 — герметический бак; 17 — циркуляционный насос; 18 — калорифер; К1 —
Кб— водяные клапаны; 7 — терморегулятор
воздухоохладителей-доводчиков 7 местных кондиционеров и по-
верхностного воздухоохладителя центрального кондиционера 8
присоединяются последовательно к испарителю 1 холодильной
станции. Для сокращения продолжительности работы холодиль-
ной машины необходимо использовать холодный наружный воз-
дух как источник холода. В холодный период закрываются кла-
паны /С/, К2 и К4 и открываются клапаны КЗ и Кб. Тогда вода
перекачивается насосом 2 через воздухоохладитель 8, выполняю-
щий в холодное время года функции водоохладителя, в котором
вода охлаждается наружным воздухом.
В местные кондиционеры вода поступает через открытые кла-
паны Кб и Кб, Воздухоохладитель 8 устанавливается в централь-
ном кондиционере и через него воздух проходит с положитель-
ной, незначительно колеблющейся температурой. Насос 17 в пе-
риод охлаждения воды может не работать. Воздухоохладитель
8 может быть использован для охлаждения воды, подаваемой к
воздухоохладителям-доводчикам в переходный период года. Он
176
должен быть обеспечен защитой от замораживания в зимнее вре-
мя. Кроме двухтрубной системы холодоснабжения воздухоохла-
дителей-доводчиков применяются трех- и четырехтрубные, рас-
сольные и другие системы холодоснабжения.
§ 43. Источники холода для систем
кондиционирования воздуха
При проектировании СКВ в районах с сухим и жарким кли-
матом следует применять прямое, косвенное или комбинирован-
ное (двухступенчатое) испарительное охлаждение воздуха, если
эти способы обеспечивают заданные параметры воздуха.
В большинстве случаев для работы СКВ необходимы естест-
венные или искусственные источники холода. К числу естествен-
ных источников относятся холодная вода из артезианских сква-
жин или горных рек. Использование этих источников экономи-
чески целесообразно в тех случаях, когда температура воды,
служащей холодоносителем, позволяет получить необходимые
параметры воздуха при нагреве воды не менее чем на 3°С.
В отдельных случаях для небольших СКВ, расходующих до
150 тыс. ккал/ч холода, можно использовать лед, заготавлива-
емый путем намораживания воды в бунтах или получаемый из
водоемов. Этот способ применяется только в северо-восточных
районах Союза тогда, когда намораживают и хранят лед непос-
редственно вблизи потребителя. Прямой контакт между льдом
из бунтов или водоемов и воздухом, подаваемым в помещения,
не допускается по санитарно-гигиеническим соображениям. По-
этому необходимо льдом охлаждать воду, циркулирующую в по-
верхностном водовоздушном теплообменнике.
Наиболее распространено получение холода от искусственных
источников — холодильных машин. Машинное охлаждение — это
способ получения холода за счет изменения агрегатного состоя-
ния холодильного агента (кипения его при низких температурах
с отводом от охлаждаемой среды необходимой для этого тепло-
ты парообразования). Для последующей конденсации паров хо-
лодильного агента требуется предварительно повышать их дав-
ление и температуру. По способу повышения давления и темпе-
ратуры паров перед их конденсацией различают такие типы
холодильных машин:
компрессионные — со сжатием паров компрессором с затра-
той механической энергии;
абсорбционные — с поглощением паров соответствующим аб-
сорбентом и выделением их выпариванием раствора с затратой
тепловой энергии;
эжекторные — в которых одновременно осуществляется два
цикла: прямой — с превращением подводимой тепловой энергии
в механическую и обратный — с использованием механической
энергии для производства холода.
177
§ 44. Холодильные агенты
Холодильные агенты — это рабочие вещества паровых холо-
дильных машин, которые вследствие кипения при низких темпе-
ратурах отводят тепло от охлаждаемой среды и передают его в
процессе последующей конденсации паров охлаждающей среде
при сравнительно высоких температурах.
Основные требования, предъявляемые к холодильным аген-
там:
низкие температуры кипения при давлениях выше атмосфер-
ного (во избежание подсоса воздуха);
умеренные температуры и давления паров при их конденса-
ции;
достаточно большая теплота парообразования кипящей жид-
кости при малых удельных объемах паров;
малая теплоемкость жидкости и высокие коэффициенты теп-
лопроводности и теплопередачи;
низкая температура затвердевания и высокая критическая
температура;
нетоксичность, т. е. безвредность для человека.
Ни один из существующих в настоящее время холодильных
агентов не удовлетворяет в полной мере всем перечисленным
выше требованиям.
Наиболее широко применяются в паровых компрессионных
машинах, предназначенных для холодоснабжения систем кон-
диционирования воздуха, холодильные агенты хладон-12 и хла-
дон-22 (фреоны).
Хладон-12 — дифтордихлорметан (CF2CI2)—не горит, не
взрывоопасен, не имеет цвета и запаха и практически безвреден
для человека (при отсутствии соприкосновения с открытым ог-
нем). Хладон-12 нейтрален к металлам.
Хладон-22 (CHF2CI) обладает теми же свойствами, что и хла-
дон-12. Несмотря на увеличенное давление конденсации при оди-
наковых температурах по сравнению с хладоном-/2 применение
хладона-22 повышает экономичность работы холодильной маши-
ны благодаря увеличенной объемной холодопроизводитель-
ности.
Аммиак в качестве холодильного агента в паровых машинах
СКВ не применяется. Допускается использование холода, выра«
батываемого аммиачными машинами, только для СКВ, обслу-
живающих производственные помещения, при наличии техноло-
гических потребителей холода либо при потребности в холоде не
менее 9 млн. ккал/ч. В обоих случаях холодоснабжение конди-
ционеров следует проектировать с закрытыми водяными систе-
мами.
В абсорбционных бромисто-литиевых и в паро-эжекторных
машинах холодильным агентом служит вода.
178
§ 45. Холодоносители
В качестве холодоносители для передачи холода, выработан-
ного холодильной машиной, к кондиционерам, как правило, слу-
жит вода. Минимальная температура воды на выходе из хладо-
новых машин, оборудованных кожухотрубными испарителя-
ми, согласно строительным нормам должна быть не ниже
6°С.
В отдельных случаях (при кондиционировании воздуха для
технологических нужд), когда по расчетам СКВ необходимо ох-
лаждение воздуха до низких температур, в качестве холодоноси-
теля используются водные растворы солей (рассолы). Наиболь-
шее применение получили растворы хлористого натрия (NaCl)
и хлористого кальция (СаС12).
Свойства рассолов зависят от концентрации соли в растворе.
С увеличением концентрации соли температура замерзания рас-
сола понижается, но это происходит до определенной концентра-
ции (криогидратной точки). Дальнейшее увеличение концент-
рации раствора приводит к повышению температуры замер-
зания.
При 10%-ной концентрации NaCl в растворе температура
замерзания его —16,2°С, а при концентрации 23,1% (по массе) —
температура замерзания —21,2°С (криогидратная точка). В прак-
тике температуру замерзания раствора принимают на 5—8°С
ниже температуры кипения хладоагента. Поэтому растворы NaCl
применяют в установках, где охлаждаемая среда (рассол) долж-
на иметь температуру не ниже —15°С. Для более глубокого охла-
ждения среды применяют растворы СаС12 и др.
Концентрация рассола, определяемая ареометром, всегда
должна соответствовать режиму работы холодильной уста-
новки.
В автономных кондиционерах воздухоохладитель использу-
ется как испаритель холодильной машины, и функции холодо-
носителя выполняет непосредственно холодильный агент — хла-
дон.
Холодильные машины производительностью до 150 тыс.
ккал/ч, имеющие устройства регулирования, допускается приме-
нять для непосредственного питания воздухоохладителей конди-
ционеров хладоном при следующих условиях:
каждая холодильная машина должна соединяться с группой
воздухоохладителей независимым трубопроводом, не сообща-
ющимся с другими машинами;
компрессорно-конденсаторные агрегаты должны размещаться
на расстоянии не более 10 м от воздухоохладителей;
в холодильной машине и аппаратуре, обслуживающей данное
помещение, должно содержаться не более 0,5 кг хладона-12 и
0,35 кг хладона-22 на 1 м3 помещения.
179
§ 46. Принципиальная схема
парокомпрессионной холодильной установки
Для получения искусственного холода в СКВ наибольшее
применение получили паровые компрессионные хладоновые хо-
лодильные установки. Такая установка состоит из следующих
основных частей: испарителя, компрессора, конденсатора и регу-
лирующего вентиля, соединенных между собой последовательно
трубопроводами, образующими замкнутую систему.
Принципиальная схема парокомпрессионой холодильной уста-
новки приведена на рис. 72. Принцип ее работы следующий.
В испарителе 2 жидкий холодильный агент «кипит» при низкой
температуре испарения, отнимая тепло для своего испарения от
охлаждаемой среды (воды или рассола). В небольших установ-
ках испаритель может быть использован как воздухоохладитель.
В этом случае тепло, затрачиваемое на испарение холодильного
агента, отводится непосредственно от охлаждаемого воздуха.
Компрессор 1 отсасывает из испарителя 2 пары холодильного
агента, сжимает их и при повышенном давлении и температуре
(вследствие сжатия) нагнетает в конденсатор 9. В конденсаторе
пары сжижаются, отдавая теплоту конденсации охлаждающей
среде (воде, воздуху). Жидкий холодильный агент из конденса-
тора 9 через регулирующий вентиль 6, в котором происходит сни-
жение давления холодильного агента от давления конденсации
до давления испарения, снова поступает в испаритель 2. Затем
цикл повторяется.
Рис. 72. Принципиальная схема парокомпрессионной холодильной установки:
j _ компрессор; 2 — испаритель; 3 — отепленная вода от кондиционера; 4 — холодная вода
к кондиционеру; 5 — трубопровод с жидким хладоагеитом; 6 — регулирующий вентиль; 7 —
охлаждающая вода в конденсатор; S —нагретая вода из конденсатора; 9 — конденсатор;
/0 — трубопровод с парообразным хладоагеитом
180
В контуре холодильной установки холодильный агент не рас-
ходуется, поскольку цикл работы замкнутый. Холодильный агент
подвергается только фазовым преобразованиям, т. е. изменяет
свое агрегатное состояние из жидкого в парообразное в испари-
теле 2 и снова в жидкое — в конденсаторе /.
§ 47. Режим работы холодильной установки
Исходными данными для расчета холодильной установки яв-
ляется количество холода, которое она должна выработать для
СКВ. Оно зависит от режима работы установки, который опреде-
ляется четырьмя основными температурами /и, /Вс, /к и /п:
ta— температура испарения холодильного агента, которая
для обеспечения теплопередачи в испарителе принимается на
4—6°С ниже средней температуры охлаждаемого воздуха или
промежуточного холодоносителя (воды, рассола). Температура
испарения обусловлена заданным процессом термовлажностной
обработки воздуха в кондиционере и определяется по формуле
/и= tw"---------(4-=-6)°С, (143)
где twa и twK — соответственно температуры воды на входе и вы-
ходе из испарителя. (С понижением температуры испарения хла-
доагента холодопроизводительность установки уменьшается);
tnc — температура всасывания паров хладоагента в цилиндр
компрессора (температура перегрева). Для обеспечения «сухого
хода» компрессора она принимается для хладоновых машин на
15—30°С выше tn, в зависимости от режима работы, т. е.
*вс = *и + (15 4-30)°С; (144)
tK— температура конденсации холодильного агента, которая
для обеспечения теплопередачи в конденсаторе должна быть на
3—5°С выше средней температуры среды, охлаждающей кон-
денсатор. В большинстве случаев для охлаждения конденсаторов
проектируют системы оборотного водоснабжения с вентилятор-
ными градирнями либо брызгальными бассейнами. Воздушное
охлаждение конденсаторов применяется только для машин с не-
большой холодопроизводительностью. Подогрев охлаждающей
воды в конденсаторе обычно принимают в пределах 3—5°С. Тем-
пературу конденсации паров холодильного агента в конденсато-
ре определяют по формуле
/K = tH* + S+(3^5)°C. (145)
С повышением температуры конденсации tK холодопроизводи-
тельность машины уменьшается;
tn — температура переохлаждения жидкого холодильного
агента перед регулирующим вентилем, которая принимается на
181
3—5°С ниже температуры конденсации и определяется по фор-
муле
/п=Ч-(Зч-5)сС- (146)
Для повышения температуры всасывания /вс с целью осушки
паров холодильного агента, поступающих в компрессор, на вса-
сывающем трубопроводе устанавливается теплообменник, в кото-
ром осуществляется перегрев паров жидким хладоном, поступа-
ющим из конденсатора в испаритель. Таким образом, одновре-
менно с перегревом паров происходит переохлаждение жидкого
хладона, что способствует повышению холодопроизводительно-
сти и коэффициента полезного действия установки.
§ 48. Холодопроизводительность установки
Количество тепла, которое холодильная установка отнимает
в испарителе от охлаждаемой среды в течение часа, называется
холодопроизводительностью установки. Она выражается в кило-
калориях в час и обозначается Qx.
Различают массовую (q0) удельную холодопроизводитель-
ность 1 кг циркулирующего в машине хладоагента и объемную
(9®) удельную холодопроизводительность 1 м3 паров хладо-
агента. Следовательно, q0 = qvV0 ккал/кг или qv = qo/Vo ккал/м3,
где ц0 — удельный объем пара, засасываемого компрессором,
м3/кг.
Часовая холодопроизводительность установки определяется
количеством циркулирующего через испаритель хладоагента в
час (Охл, кг/ч), умноженным на массовую удельную холодопро-
изводительность (q0, ккал/кг) хладоагента, следовательно
<?х = <?м^о. (147)
Она может быть определена произведением
Qx = vnqv, (148)
где vn — действительный объем паров хладоагента, засасывае-
мого компрессором, м3/ч; qv— объемная удельная производи-
тельность по холоду, ккал/м3.
Действительный объем паров хладоагента vn можно выразить
через объем пПОрш, описываемый поршнем компрессора, и коэф-
фициент подачи компрессора:
== ^®порш» (149)
где Л — коэффициент подачи компрессора, учитывающий все
объемные потери в компрессоре.
Коэффициент подачи X характеризует уменьшение производи-
тельности компрессора по холоду в действительном процессе по
182
сравнению с теоретическим. Он определяется по индикаторной
диаграмме при испытании компрессора и приводится в его тех-
ническом паспорте. Коэффициент подачи А зависит от типа ком-
прессора, объема мертвого пространства цилиндра, диаметра ци-
линдра, хода поршня и частоты вращения. Для предварительных
расчетов его можно определять по формуле
Х = Х1Х2Х3Х4, (150)
где Л1 — объемный коэффициент, учитывающий влияние объема
мертвого пространства и степень сжатия паров в цилиндре, ко-
торый определяется по формуле
Х1=1— С
)1
т
(151)
где С — коэффициент вредного пространства, который принима-
ется для крупных компрессоров 0,02 и для мелких — 0,05; т —
показатель политропы, который принимается для хладоновых
компрессоров равным 0,9—1,1; — давление конденсации,
кгс/см2; ри — давление испарения, кгс/см2;
Аг — коэффициент подогрева, характеризующий взаимодей-
ствие теплообмена паров хладоагента со стенками цилиндра.
Для вертикальных и V-образных компрессоров он определяется
по формуле
^ = 7’и/^к; (152)
л3 — коэффициент дросселирования, учитывающий уменьше-
ние количества засасываемых паров вследствие сопротивления
при всасывании и нагнетании. Для температур испарения до
—30°С его принимают равным 0,94—0,97;
Л4 — коэффициент плотности, учитывающий утечки паров че-
рез неплотности в поршневых кольцах и клапанах, его принима-
ют 0,96—0,98.
Объем паров, описываемый поршнем в час, определяется
размерами цилиндра и частотой вращения вала по формуле
*^порш SflZ 60,
(153)
где D — диаметр цилиндра, м; s — ход поршня, м; п — частота
вращения вала, об/мин; г —число цилиндров.
Следовательно, холодопроизводительность может быть опре-
делена по формуле
Qx ^порпЛ^г»
(154)
откуда объем паров, описываемый поршнем, для заданной холо-
допроизводительности
Qx
^П°РШ ‘
(155)
183
В каталогах приводятся холодопроизводительности устано-
вок, как правило, при стандартных режимах работы. В практике
холодильные установки работают при режимах, заданных тех-
нологическими и эксплуатационными условиями. Эти рабочие
условия отличаются от стандартных. Поэтому производитель-
ность установки по холоду в рабочих условиях отличается от
указанной в каталогах. Зависимость между рабочей QPa6 и стан-
дартной Qct холодопроизводительностью выражается уравне-
ниями
л _ л ?раб?г’Раб.
Чраб Уст ,
(156)
QcT-Qpaey-^1-, (157)
'разраб
где 7сраб — удельная холодопроизводительность 1 м3 паров хла-
доагента при рабочих условиях; <?гст— удельная холодопроиз-
водительность 1 м3 паров хладоагента при стандартных усло-
виях.
По этим формулам можно пересчитать холодопроизводитель-
ность установки с одних температурных условий на любые дру-
гие.
Стандартным условиям соответствуют следующие значения
температур:
/вс=15°С; /и = —15°С; /к =+ЗОСС и /п=+25°С.
§ 49. 1g р—i-диаграмма и ее применение
в расчетах холодильных установок
При расчетах рабочего холодильного процесса исходят из
условия установившегося теплового состояния холодильной
установки, когда в единицу времени через каждый ее элемент
(компрессор, конденсатор, регулирующий вентиль и испаритель)
проходит постоянное количество хладоагента. Расчет такого про-
цесса заключается в определении количества отводимого от кон-
денсатора и подводимого к испарителю тепла при условии по-
стоянных температур (4 и /к) и давлений (ри и рк), а также
в определении количества тепла, полученного в результате сжа-
тия паров в компрессоре. Все эти величины в Т—S-диаграмме
выражаются площадями, измерять которые планиметром при
расчетах холодильного процесса не совсем удобно. Поэтому для
упрощения тепловых расчетов холодильного процесса применя-
ется 1g р — i-диаграмма (рис. 73). На ее горизонтальной оси от-
ложены значения энтальпии холодильного агента в килокалори-
ях, а на вертикальной — давления р в килограмм-силах на квад-
184
Рис. 73.lg р—i-диаграмма и ее построение
ратный сантиметр в логарифмическом масштабе для лучшего
использования площади диаграммы. Следовательно, сетка диа-
граммы образована изобарами (р = const) и изоэнтальпами
(i=const). На диаграмме нанесены левая (Х=0) п правая
(X = 1) пограничные кривые, между которыми находится об-
ласть влажного пара. Левая пограничная кривая отделяет об-
ласть влажного пара от области переохлажденной жидкости. На
этой кривой паросодержание равно нулю (X = 0). Правая по-
граничная кривая насыщенного пара отделяет область влажного
пара от области перегретого пара. На ней паросодержание рав-
но 1 (X = 1). Правая и левая пограничные кривые сходятся в
критической точке К. Изотермы (t = const) в области влажного
пара расположены параллельно горизонтальной оси и совпадают
с изобарами. В области перегретого пара они круто опускаются
вниз, а в области переохлажденной жидкости круто поднимаются
вверх.
Изоэнтропы (s = const) — восходящие кривые, располо-
женные под углом к горизонтали. На диаграмме нанесены также
кривые постоянного объема пара хладоагента — изохоры (п0 =
= const).
Основным преимуществом 1g р— i-диаграммы перед Т — S-
диаграммой является то, что количество работы А1 и количество
тепла характеризуются соответственно отрезками изоэнтропы и
изобары, а не площадью, как это принято на Т — S-диаграмме;
1g р—/-диаграммы строят отдельно для каждого холодильного
агента. ч
Построение на 1g р — /-диаграмме рабочего процесса холо-
дильной установки приведено на рис. 74. Заданными величинами
для расчета процесса являются: часовая холодопроизводитель-
ность машины Qx, ккал/ч, и режим ее работы, характеризуемый
температурами /и, /к, /п и tBC- Холодильный агент — хладон-12.
Как правило, в практических расчетах пользуются только тре-
мя температурами: /и, и /п.
18S
Рис. 74. Построение рабочего процесса холодильной установки на lg р — i-диа-
грамме
По заданным температурам и соответствующим им давлени-
ям можно построить холодильный процесс.
На правой пограничной кривой находят точку 1, руководст-
вуясь заданной температурой испарения хладоагента tn=ti. Из
этой точки проводят адиабату, характеризующую сжатие сухих
паров в компрессоре до пересечения с прямой, характеризующей
постоянное давление в конденсаторе рк, которое определяется
заданной температурой конденсации хладоагента tK. В резуль-
тате находят точку 2, характеризующую параметры паров хла-
доагента на выходе из компрессора.
Из точки 2 проводят изобару 2—3, изображающую процесс
в конденсаторе и переохладителе (теплообменнике), протекаю-
щий при постоянном давлении рк. Положение точки 3 определя-
ется заданной температурой переохлаждения ta и давлением рк.
Прямая 2—3 пересекает кривые Х=1иХ = 0в точках 2' и 3'.
Участок 2—2' характеризует охлаждение перегретых паров в
конденсаторе (изобара), участок 2'—3' — конденсацию паров
с отводом от них тепла к охлаждающей среде (изотерма и изо-
бара), участок 3'—3 — переохлаждение жидкого холодильного
агента в переохладителе (теплообменнике) до температуры tn
более низкой, чем температура конденсации (изобара).
Из точки 3 проводят вертикальную прямую 3—4, характери-
зующую процесс дросселирования в регулирующем вентиле с па-
дением температуры и давления холодильного агента при посто-
янной энпальпии г'з = ц.
Из схемы процесса находят: в точке / — энтальпию ц,
ккал/кг; удельный объем паров Oj, м3/кг; давление pi, кгс/см2;
в точке 2 — энтальпию i2, ккал/кг; давление р2, кгс/см2; в точ-
ке 3 — энтальпию is, ккал/кг; в точке 3'— энтальпию t3', ккал/кг;
в точке 4 — энтальпию ц, ккал/кг.
Отрезок между проекциями точек 2 и 1 на ось абсцисс (раз-
ность энтальпий is—i'i) представляет собой расход тепловой
186
энергии на сжатие 1 кг паров хладоагента в компрессоре, т. е.
работу компрессора, ккал/кг
Al = i2 — ip (158)
Отрезок 2—3, равный разности энтальпий i2 — г’з, представ-
ляет собой то количество тепла, которое необходимо отнять в
конденсаторе и переохладителе от каждого килограмма паров
хладоагента, ккал/кг:
<7к = *2“*»- (159)
Отрезок 3—4 соответствует процессу дросселирования хладо-
агента в дросселирующем вентиле при постоянной энтальпии
Д'з = й.
Отрезок 4—1, равный разности i'i — Ц, представляет собой
теоретическую холодопроизводительность каждого килограмма
хладоагента в испарителе, т. е. количество тепла, отнимаемое им
от охлаждающей среды, ккал/кг:
?И = Ч —(!60)
Для расчетов можно весь процесс на Ig р— i-диаграмме не
изображать, а отметить только узловые точки процесса (1, 2,
3, 4) и выписать из диаграммы необходимые значения энталь-
пии.
Наряду с тепловыми диаграммами при расчетах холодильных
процессов пользуются также таблицами термодинамических
свойств холодильных агентов. В приложении 25 приведена таб-
лица для хладона-12.
Количество холодильного агента, кг/ч, циркулирующего при
заданной холодопроизводительности машины, определяется
по формуле
(161)
Объем циркулирующего хладоагента, м3/ч, составляет
®хЛ=Охл®1» (162)
где vi — удельный объем засасываемого компрессором пара,
м3/кг, который определяется по ig р — i-диаграмме или по таб-
лицам, приводимым в специальной литературе.
Теоретическая работа компрессора, необходимая для холо-
дильного процесса, ккал/ч
Al=Gxn(i2 — ii). (163)
а теоретическая мощность компрессора, кВт, определится по
формуле
lV,w= (164)
w
Эффективность холодильного процесса оценивается теорети-
ческим холодильным коэффициентом £, который представляет
собой отношение количества тепла, отнятого от охлаждающей
среды, к количеству тепла, затраченного на работу компрессора.
Теоретический холодильный коэффициент определяется по
формуле
’Т«*=-^ = Й- П65)
*
Работу, затрачиваемую в компрессоре, ккал/ч, можно выра-
зить через холодильный коэффициент:
СхлД/=-^-. (166)
Стеор
Следовательно, теоретическую мощность компрессора, кВт,
можно определить по формуле
Меор = 86оТтеор ^167>
Обычно выражение 860 |теор обозначается через К? и называ-
ется теоретической удельной холодопроизводительностью маши-
ны, т. е. Лт=860 |теор, ккал/(кВт-ч). Тогда теоретическая мощ-
ность компрессора, кВт, определится по формуле
Меор--^. (168)
Индикаторный КПД компрессора
Ч< = Х2 + 0,00254. П69)
Тепловая нагрузка на конденсатор, ккал/ч
QK = G«(i2-4)- (ПО)
Тепловая нагрузка на переохладитель, ккал/ч
0п=Пхл(гз’-4). (171)
Объемная удельная холодопроизводительность хладоагента,
ккал/м3, определится по формуле
qv=-^~ = (172)
§ 50. Оборудование парокомпрессионных
холодильных установок
Парокомпрессионная холодильная установка состоит из ком-
прессора, конденсатора, испарителя, маслоотделителя, ресивера
и другой вспомогательной аппаратуры и арматуры.
188
Компрессор является основ-
ным элементом холодильной
установки. Он предназначен
для отсасывания паров хладо-
агента из испарителя и для
сжатия паров перед подачей в
конденсатор. Наибольшее рас-
пространение получили порш-
невые компрессоры.
На рис. 75 приведена прин-
ципиальная схема вертикаль-
ного прямоточного компрессо-
ра. Нижняя часть компрессо-
ра называется картером 1, ко-
торый снабжен крышкой 4.
К картеру примыкают цилин-
дры 13, внутри которых пере-
мещаются поршни 6. Верхняя
часть цилиндра закрыта кры-
шкой И, внутри которой рас-
положена перемычка 12, удер-
живаемая в своем гнезде бу-
ферной пружиной 10.
Поршень 6 — проходной.
Рис. 75. Принципиальная схема вер-
тикального прямоточного компрес-
Отверстия для пропуска холо-
дильного агента оборудованы
всасывающими клапанами 7.
Нагнетательный клапан 8 рас-
положен в отверстиях перего-
родки. Возвратно-поступатель-
сора:
1 — картер; 2 — коленчатый вал; 3 — криво-
шип; 4 — крышка картера; 5 —шатун; 6 —
поршень; 7 — всасывающие клапаны; 8 —
нагнетательные клапаны; 9— ребра; 10 —
буферная пружина; // — крышка цилиндра;
12 — перемычка; 13 — цилиндр; 14 — махо-
вое колесо
ное движение поршня обеспечивается с помощью шатунно-кри-
вошипного механизма, состоящего из шатуна 5 и кривошипа 3,
являющегося частью коленчатого вала 2. На выступающем кон-
це вала установлено маховое колесо 14.
Сжатие паров холодильного агента сопровождается значи-
тельным повышением его температуры. Поэтому для охлаж-
дения рабочей полости цилиндра и нагнетательной камеры
либо предусмотрена охлаждаемая рубашка, либо (при воздуш-
ном охлаждении) цилиндр и нагнетательная камера имеют
ребра 9.
В приложении 26 приведены технические характеристики
хладоновых компрессоров, выпускаемых заводами и применяе-
мых в системах кондиционирования воздуха. Марка компрессо-
ра обозначает следующее: первая буква характеризует род хла-
доагента (Ф — хладоновый); вторая буква означает вид исполне-
ния (расположение цилиндров): Г — горизонтальное, В — вер-
тикальное, У — под углом, УУ — радиальное (звездообразное);
цифра — примерную холодопроизводительность в тысячах кило-
189
калорий в час. Например, марка ФУ-40 — хладоновый компрес-
сор с У-образным расположением цилиндров и холодопроизводи-
тельностью около 40 000 ккал/ч.
Пример 26. Определить рабочую холодопроизводительность хладоно-
вой холодильной машины, работающей на хладоне-12 при режиме /и = +5,
tK = +35 и tn = +30°Сг если стандартная производительность машины по
холоду при режиме ta = —15, = +30 и tn = +25°С составляет QCT =
= 10000 ккал/ч.
Решение. Предварительно по 1g р — i-диаграмме или по таблицам термо-
динамических свойств хладона-12 (приложение 25) находим:
для стандартных условий tn = —15°С, ри — 1,86 кгс/см2 и tK = +30°С,
рк = 7,59 кгс/см2;
для рабочих условий tn = 4-5°С, Рп — 3,7 кгс/см2 и tK = +35°С, рк =
= 8,63 кгс/см2.
Определяем коэффициенты подачи компрессора X по формулам (150),
(151) и т. д.:
для стандартных условий (значение показателя политропы т принято
равным единице)
Z, = I — 0,05(-р||_— 11=0,85;
2 “
273^15. = 0,95:
273 + 30
Z3 = (\95 и Х4 = 0,97;
Хет = 0,85-0,85-0,95-0,97 = 0,67;
для рабочих условий
L = I - 0,05{ 8’63_ — 11 = 0,93;
\ 3,7 /
а2 —
273 + 5 _лд
273 + 35
Х3 == 0,95 и Х4 = 0,97;
Храб = 0,93-0,9-0,95-0,97 = 0,77.
Строим холодильный процесс на 1g р — i-диаграмме (см. рис. 74) и по
таблице приложения 25 находим энтальпию и удельные объемы пара в узло-
вых точках процесса ц и i4.
Определяем объемные удельные холодопроизводительности хладона-12
по формуле (172):
для стандартных условий при минусовом режиме tn = —15, tn = +25°С
= 135,32~ 105,75 = 318 ккал/м3;
ст 0,093
Ч
для рабочих условий при плюсовом режиме ta = 5tta = 30°С
= iLZlil = 137,56-106,95. = 624 ккал/мз_
4 ₽аб v, 0,049 '
Определяем рабочую холодопроизводительность холодильной машины по
формуле (156)
Qpa6 = q gl,Pa6?lp2f. = ю ООО-^4.!0,77. = 22 400 ккал/ч.
₽ 318-0,67
190
[Юры хяадоагетх
Рис. 76. Горизонтальный кожухотрубный конденсатор:
1 — вентиль для спуска масла и грязи; 2 — отверстие для спуска воды; 3 — трубные ре-
шетки; 4 — место установки манометра; 5 — корпус; 6 — трехходовой запорный вентиль с
двумя предохранительными клапанами; 7 — крышка; 5 — ребра; 9 — трубки; /0 — указа-
тель уровни
Из примера видно, что холодопроизводительность установки
значительно увеличивается при переводе ее работы со стандарт-
ного минусового режима на режим для условий кондициониро-
вания воздуха, а именно в 2,24 раза.
Конденсатор — это теплообменный аппарат, в котором про-
исходит переход паров холодильного агента в жидкое состояние
за счет отнятия скрытой теплоты парообразования.
Охлаждающей средой в конденсаторе служит вода или воз-
дух, поэтому конденсаторы бывают с водяным или воздушным
охлаждением.
Горизонтальный кожухотрубный конденсатор (рис. 76) со-
стоит из цилиндрического стального корпуса (кожуха) 5, внутри
которого расположено большое число отдельных бесшовных тру-
бок 9 диаметром 25 и 38 мм. Трубки развальцованы в трубные
решетки 3, приваренные к торцовым частям цилиндрического
корпуса. Конденсатор снабжен двумя чугунными крышками 7 с
ребрами-перегородками 8, благодаря которым вода проходит по
трубкам конденсатора в несколько (6—8) ходов. Подвод и отвод
воды осуществляется через патрубки, которыми снабжена одна
из крышек.
Холодильный агент поступает в межтрубное пространство,
где конденсируется, а по трубкам протекает вода под давлени-
ем. Пары хладоагента поступают сверху, а жидкий хладоагент
выходит снизу.
Кожухотрубные конденсаторы, охлаждаемые водой, имеют
интенсивную теплопередачу и наименьшую металлоемкость, но
их трудно очищать от осадков, поэтому охлаждающая вода для
(И
них должна быть чистой и нежесткой. Скорость движения воды
в конденсаторах принимается в пределах 1,5—2 м/с.
В конденсаторе с воздушным охлаждением применяются
оребренные трубки, которые обдуваются воздухом. Холодильная
установка с воздушными конденсаторами обычно работает при
более высоком давлении конденсации, чем установка, имеющая
конденсатор с водяным охлаждением. Скорость воздуха, пода-
ваемого вентилятором для охлаждения конденсатора, обычно
составляет 3—4 м/с.
Технические характеристики конденсаторов приведены в при-
ложении 27.
Расчет конденсаторов сводится к определению их теплопере-
дающей поверхности и количества охлаждающей воды или воз-
духа. Требуемая поверхность конденсатора определяется по фор-
муле
Р Qk Gx.lGa ‘з) (] 701
kKMa МС ’ 1 '
где QK — тепловая нагрузка конденсатора, т. е. количество те-
пла, отводимого от хладоагента в конденсаторе, ккал/ч, опреде-
ляемая по формуле (170); kK— коэффициент теплопередачи кон-
денсатора, ккал/(м2-ч-сС); Д/л — средняя логарифмическая раз-
ность температур между парами хладоагента и охлаждающей
средой, которая определяется по формуле
Д/л = —(174)
о 1
где Д/1 и Д/2 — разность температур в начале и в конце тепло-
обмена, °C.
В практике расчета холодильных установок по технико-эко-
номическим соображениям температуру конденсации принима-
ют на 3—5°С выше средней температуры охлаждающей воды в
конденсаторе. Разность температур охлаждающей воды на вхо-
де и выходе из конденсатора обычно принимают 3—5°С.
Коэффициенты теплопередачи для горизонтальных кожухо-
трубных конденсаторов с водяным охлаждением kK—
=3504-550 ккал/(м2-ч-°С), с воздушным охлаждением kK=
=254-35 ккал/(м2-ч-°С). Значения коэффициентов отнесены к
оребренной поверхности конденсаторов.
Расход воды для охлаждения конденсатора, м3/ч, определяет-
ся по формуле
Ц7В=________1,1 ,
где Cw — удельная теплоемкость воды, ккал/(кг-°C); yw— плот-
ность воды (1000 кг/м3); tw2 — tWt — нагрев воды в конденса-
торе (А/=3—6°С); 1,1—коэффициент запаса (10%), учитыва-
ющий непроизводительные потери.
192
Пример 27. Определить требуемую поверхность и подобрать кожухо-
трубный конденсатор для хладоновой холодильной машины производитель-
ностью по холоду Qx = 100 000 ккал/ч, работающей на хладоне-12 при ta =
= 4-15°С: индикаторная мощность, потребляемая компрессором, = 30 кВт.
Найти расход воды для охлаждения конденсатора, если температура посту-
пающей воды на конденсатор twl — 28°С.
Решение. Принимаем нагрев воды в конденсаторе на 4°С и находим тем-
пературу уходящей воды
tw2 = 28 + 4 = 32°С.
Определяем температуру конденсации хладоагента по формуле (145)
tK=-tw +5= 28 + 82 . + 5 = 35°С.
ср 2
Тепловой эквивалент мощности, потребляемой компрессором, определяем
по формуле (57)
= 860-30 = 25 800 ккал/ч.
Находим тепловую нагрузку конденсатора
= 100 000 + 25 800 = 125 800 ккал/ч.
Определяем среднюю лагорифмпческую разность температур по форму-
ле (174)
= (35 —28) — (35 — 32) = VoC
2 31g 35 — 28
’ g 35-32
Принимаем коэффициент теплопередачи для хладонового горизонтально-
го кожухотрубного конденсатора
= 450 ккал/(м2-ч*°С). £
Определяем требуемую поверхность конденсатора по формуле (173):
с 125 800 з
гк = —--------= 59,5 ма.
45и*4,7
Принимаем по приложению 27 конденсатор 65-КТГ с поверхностью тепло-
обмена 65 м2.
Расход воды на конденсатор по формуле (175) составит
125 800*1,1
(32 —28)-1000
== 34,6 м3/ч.
Испаритель является теплообменным аппаратом, в котором
происходит испарение холодильного агента за счет тепла, вос-
принимаемого им от охлаждаемой среды (воды, рассола, воз-
духа).
Для СКВ преимущественно применяются кожухотрубные ис-
парители, которыми комплектуются хладоновые холодильные
установки.
7 142
«3
Рис. 77. Кожухотрубный многоходовой испаритель:
/— передняя крышка; 2— трубные решетки; 3— кожух; 4 — штуцер для выпуска воздуха;
5 — сухопарник; 6 — предохранительный клапан; 7 — задняя крышка; 8 — трубки; 9 - шту-
цер для спуска осадков
Горизонтальный кожухотрубный многоходовой испаритель
(рис. 77) конструктивно во многом аналогичен кожухотрубному
конденсатору.
Стальной горизонтальный корпус (кожух) 3 снабжен двумя
трубными решетками 2, в которые ввальцованы гладкие медные
трубки небольшого диаметра с ребрами. Передняя крышка 1
имеет два патрубка для подвода и отвода охлажденной среды.
Жидкий холодильный агент поступает в нижнюю часть кожу-
ха 3, заполняет его на высоту 0,5—0,7 диаметра кожуха и кипит
в межтрубном пространстве. Вода перемещается по трубке 8.
В верхней части испарителя находится сухопарник 5, через
который отсасываются пары хладоагента, а также предохрани-
тельный клапан 6, Масло и загрязнения удаляются через шту-
цер 9,
Охлаждаемая среда (вода, рассол) проходит по трубам под
напором насоса со скоростью 0,7—1,5 м/с.
Кожухотрубные испарители просты, компактны и эффектив-
ны по теплопередаче.
Расчет испарителей аналогичен расчету конденсаторов.
Требуемая теялопередающая поверхность испарителя, м2,
определяется по формуле
г-=-,Э? <|76>
где Q„ — тепловая нагрузка испарителя (холодопроизводитель-
ность), ккал/ч; kit — коэффициент теплопередачи, отнесенный к
оребренной поверхности испарителя, ккал/(м2-ч-°С); Д^л—
среднелогарифмическая разность между температурами кипя-
щего хладона и охлаждаемой средой, которая определяется по
формуле
Af, — АД,
Д/л =
2,31g л/
А ^2
Д*.
(177)
194
Таблица 10. Коэффициент теплопередачи испарителей
Испаритель Коэффициент теплопередачи Ли , ккал/(м1-ч«иС), если охлаждаемая среда
вода рассол воздух
Хладоновый кожухотрубный с гладкими неоребрен- ными трубами 350-450 1050-1350 200—ЗиО 600-900 15—40 45—120
Примечание. Для испарителей, у которых поверхность теплообмена
образована гладкими неоребренными трубами, значения увеличиваются в
3—3,5 раза.
где Д/1 и Д/2 — разности между температурами кипения и охлаж-
даемой среды при выходе и входе в испаритель, °C.
Примерные значения коэффициентов теплопередачи ka для
испарителей приведены в табл. 10.
Количество охлаждаемой среды (воды, рассола), м3/ч, про-
ходящей через испаритель, определяется по формуле
т __________
S~ ^ts-tS2)fs
где — удельная теплоемкость охлаждаемой среды; для воды
равна 1 ккал/(кг-°C), для рассола теплоемкость определяется по
специальным таблицам в зависимости от концентрации; tSi —
температура охлаждаемой среды, входящей в испаритель (воды,
рассола), °C; tS2 — то же, выходящей из испарителя, °C; ys —
плотность охлаждаемой среды, принимаемая для воды 1000 кг/м3,
для рассола — в зависимости от его концентрации.
Пример 28, Определить требуемую поверхность и подобрать кожухо-
трубный испаритель для машины производительностью по холоду Qx —
= 100 000 ккал/ч, работающей на хладоне-12, при режиме /и =+5, tK =
= +35°С (см, пример 27). Найти количество воды, которое может охладить
данная установка, если температура поступающей воды в испаритель /S( =
= 10°С.
Решение. Принимаем среднюю температуру охлаждаемой воды на 3°С
выше температуры кипения холодильного агента, т. е.
L +
—Ч?—- = + 3°С, откуда Г32 = 6°С.
Принимаем коэффициент теплопередачи от хладона к воде по табл. 10
kn = 400 ккал/(м2-ч-°С). $ Ьъ * Д
Определяем среднюю логарифмическую разность температур между кипя-
щим хладоном и водой по формуле (174)
—
(10 —5) —(6-5)
10-5
2’31е-6^5
~ 2,3 0,699 - 2-6'С-
Т
195
= 96 м2.
Определяем требуемую поверхность испарителя по формуле (176)
F _ 100 000
" 400-2,6
Принимаем по приложению 28 испаритель 105-ИКР с поверхностью
105 м2.
Находим количество охлаждаемой воды по формуле (178)
ш 100000
W* =--------------------------------= 25 м3/ч.
(10 —6)-1000
В автономных кондиционерах широко применяется непосред-
ственное охлаждение воздуха, проходящего через гладкотруб-
ный или оребренный испаритель (воздухоохладитель), внутри
которого циркулирует холодильный агент.
Кроме компрессора, конденсатора, испарителя и регулирую-
щей станции (дросселирующего устройства) каждая холодиль-
ная машина имеет еще вспомогательную аппаратуру: ресивер,
маслоотделитель, грязеуловитель, фильтры, отделители жидко-
сти (осушители) и пр.
В современном холодильном оборудовании максимально уни-
фицированы узлы и детали, агрегатированы его отдельные эле-
менты. Это упрощает монтаж, обеспечивает компактность п об-
легчает эксплуатацию, так как вся установка монтируется на
одном фундаменте. Нашими заводами выпускаются компрессор-
но-конденсаторные агрегаты (АК), испарительно-регулирующие
(АИР), испарительно-конденсаторные (АИК) и др.
Рис. 78. Компрессорно-конденсаторный агрегат АК-ФВ-12:
/ — маховое колесо; 2 — реле давления; 3 — всасывающий вентиль; 4 — компрессор; 5 —
конденсатор; б — нагнетательный вентиль; 7 — электродвигатель; 8 — место присоедине-
ния манометра
196
На рис. 78 приведен компрессорно-конденсаторный агрегат
АК-ФВ-12.
В настоящее время на основе унифицированных компрессо-
ров ФВ-20, ФУ-40, ФУУ-80 и др. выпускаются агрегатированные
холодильные машины ХМ-ФВ-20, ХМ-ФУ-40 и ХМ-ФУУ-80.
В комплект холодильной машины входят компрессорно-конден-
саторный агрегат (АК.), испарительно-регулирующий агрегат
(АИР) с ресивером, теплообменником, фильтром-осушителем и
система автоматического управления машиной с сигнализацией.
Технические характеристики холодильных машин приведены в
приложениях 29 и 30.
§ 51. Абсорбционные и пароэжекторные
холодильные машины
Абсорбционные машины. В абсорбционных машинах цирку-
лирует не только холодильный агент, как в компрессионных, но
и раствор, получаемый в результате взаимодействия холодиль-
ного агента и соответствующего поглотителя-абсорбента. Холод
в абсорбционной машине так же, как и в компрессионной, полу-
чается за счет кипения холодильного агента с последующей кон-
денсацией его паров. Затем жидкий холодильный агент дроссе-
лируется регулирующим вентилем и кипит в испарителе. Из
испарителя пары холодильного агента с низкой температурой
поступают в абсорбер, в котором поглощаются при низком дав-
лении слабым раствором. Выделяющаяся при этом теплота по-
глощения отводится охлаждающей водой. В результате абсорб-
ции концентрация раствора увеличивается. Насос откачивает
полученный крепкий раствор из абсорбера и нагнетает его в ге-
нератор. В генераторе подводимым от внешнего источника теп-
лом крепкий раствор выпаривается при относительно высоких
давлении и температуре. Выделяющиеся при этом пары направ-
ляются в конденсатор. В результате выпаривания раствор в ге-
нераторе становится слабым, дросселируется регулирующим
вентилем и при пониженном давлении поступает в абсорбер для
восстановления концентрации.
В абсорбционных машинах роль компрессора выполняют ге-
нератор и абсорбер с регулирующим вентилем и насосом для
перекачки раствора из абсорбера в генератор.
Растворы, циркулирующие в абсорбционных машинах, состо-
ят из двух компонентов с резко отличающимися температурами
мтагжд при одном к гом же давлении. Холодильным агентом
служит компонент, кипящий при более низкой температуре по
сравнению со вторым компонентом — абсорбентом.
В абсорбционных машинах, обслуживающих производствен-
ные потребители, в качестве холодильного агента применяют
аммиак, пэры которого поглощаются водой и образуют водоам-
миачный раствор.
197
Рис. 79. Принципиальная схема абсорбционной бромистолитиевой машины:
1 — конденсатор; 2 — генератор; 3 — воздухоотделитель; 4 — испаритель; 5 — вакуум-
насос; 6 — абсорбер; 7 — теплообменник; 8 — насосы
В абсорбционных машинах, предназначенных для холодо-
снабжения СКВ, в качестве холодильного агента применяют во-
ду, а в качестве поглотителя — водный раствор бромистого ли-
тия.
На рис. 79 изображена принципиальная схема бромистолити-
евой абсорбционной холодильной машины.
Машина состоит из конденсатора /, генератора 2, абсорбе-
ра 6, испарителя 4, теплообменника растворов 7, воздухоотдели-
теля 3, насосов 8 слабого раствора, рециркуляционной воды и
смешанного раствора, вакуум-насоса 5.
В межтрубном пространстве испарителя кипит вода при оста-
точном давлении 5—8 мм рт. ст. и охлаждается вода, поступа-
ющая от кондиционеров (до 7°С).
Водяные пары из испарителя проходят через жалюзийную ре-
шетку, где отбирается капельная влага, и поступают в межтруб-
ное пространство абсорбера, в котором крепкий раствор броми-
стого лития абсорбирует водяные пары. В процессе абсорбции
выделяется тепло, которое отводится охлаждающей водой, про-
текающей по трубкам в абсорбере. Количество раствора, посту-
пающего на абсорбцию, недостаточно для необходимой плотно-
сти орошения поверхности и отвода тепла абсорбции. Поэтому
часть образовавшегося слабого раствора из абсорбера подме-
шивается к крепкому раствору, и смесь промежуточной концен-
198
трации распыляется форсунками над поверхностью абсорбера.
Слабый раствор из абсорбера отбирается насосом и направ-
ляется через теплообменник, где он нагревается встречным по-
током горячего крепкого раствора, в генератор. За счет тепла
греющей среды раствор кипит при остаточном давлении 35—
50 мм рт. ст„ которое определяется температурой охлаждающей
воды, направляемой в конденсатор. Через жалюзийную решетку,
ограждающую паровое пространство генератора, пары поступа-
ют в конденсатор. Тепло конденсации отводится охлаждающей
водой, а конденсат по гидрозатвору сливается в испаритель.
Чтобы обеспечить необходимую плотность орошения трубного
пучка оросительного испарителя, вводится рециркуляция жидко-
сти через испаритель: из испарителя рециркуляционным насо-
сом жидкий холодильный агент подается к форсункам и распы-
ляется над поверхностью теплообменника.
При работе бромистолитиевой машины воздух и неконденси-
рующиеся газы из аппаратов удаляются с помощью системы, со-
стоящей из воздухоотделителя и вакуумного насоса. В воздухо-
отделителе, представляющем собой вспомогательный абсорбер,
охлаждаемый водой с более низкой температурой (за счет сме-
шивания с охлажденной водой), водяные пары поглощаются
раствором из паровоздушной смеси, а воздух отсасывается на-
сосом.
Благодаря низким давлениям и работе под вакуумом основ-
ные элементы бромистолитиевой машины выполняются легки-
ми — тонкостенными. В связи с агрессивностью бромистого ли-
тия к черным металлам трубы в генераторе и абсорбере и регу-
лирующую арматуру изготовляют из медно-никелевых сплавов
либо из нержавеющей стали. Кроме того, в водный раствор бро-
мистого лития вводятся антикоррозионные добавки.
В качестве теплоносителя для бромистолитиевой машины мо-
жет применяться пар либо горячая вода. Обычно температуру
пара принимают равной 115°С, что для насыщенного пара соот-
ветствует давлению 1,75 кгс/см2. Температуру горячей воды при-
нимают 75—115°С, в зависимости от источника теплоснабжения.
С повышением температуры теплоносителя (в указанных пре-
делах) холодопроизводительность машины увеличивается.
Эффективность абсорбционных машин определяют тепловым
коэффициентом т]э, численное значение которого находят по фор-
муле
где Qx — холодопроизводительность машины, ккал/ч; Qr —ко-
личество тепла, подведенного в генератор, ккал/ч.
Тепловой эквивалент электроэнергии, затрачиваемой на рабо-
ту насосов, как правило, не учитывают ввиду его незначитель-
ности. При обогреве паром ?=115°С, температуре охлажденной
воды 5°С и температуре охлаждающей воды 28°С расход пара
199
равен примерно 3 кг на 1000 ккал/ч холодопроизводительности
машины.
Энергетические затраты в бромистолитиевых машинах выше,
чем в хладоновых компрессионных. В связи с этим при действу-
ющих ценах на тепловую и электрическую энергию экономичес-
кие показатели бромистолитиевых машин ниже соответствую-
щих показателей компрессионных машин. Однако при наличии
отбросного тепла на предприятиях применять бромистолитиевые
машины экономичнее. К достоинствам этих машин относятся:
незначительный уровень шума; отсутствие движущихся частей
(за исключением насосов); возможность размещения на откры-
тых площадках; широкий диапазон регулирования холодопро-
изводительности.
Отечественная промышленность изготовляет бромистолитие-
вые машины модели АБХМ-2,5 производительностью 2,5 млн.
ккал/ч.
Пароэжекторные холодильные машины. В пароэжекторных
холодильных машинах для осуществления рабочего цикла тре-
буется затрата тепловой энергии. В этих машинах одновременно
осуществляется два цикла: прямой — с превращением подводи-
мой тепловой энергии в механическую и обратный — с использо-
ванием механической энергии для производства холода.
В качестве холодильного агента в эжекторных машинах при-
меняется вода, которая охлаждается за счет частичного перехо-
да в парообразное состояние при глубоком вакууме. Она без-
вредна, доступна, обладает большой теплотой парообразования,
в испарителях пароэжекторных машин кипит при температуре
от 2 до 7°С, чему соответствуют абсолютные давления водяных
паров от 0,007 до 0,01 кгс/см2. При этих давлениях применять
поршневые компрессоры или турбокомпрессоры экономически
нецелесообразно в связи с большими удельными объемами во-
дяных паров (130—180 м3/кг). Для создания вакуума в испари-
теле и последующего сжатия отсасываемых паров до давления
конденсации применяют эжекторы — пароструйные компрессо-
ры, которые преобразовывают тепловую энергию рабочего пара
в механическую энергию движения струи. В пароэжекторных
машинах вода является и холодильным агентом и холодоноси-
телем.
Принципиальная схема пароэжекторной холодильной маши-
ны приведена на рис. 80. Рабочий пар из котла 2 (либо из дру-
гого источника) поступает в сопло эжектора 5, в котором про-
исходит расширение пара от начального давления до давления
в испарителе 6. Затем рабочий пар смешивается с холодными
парами из испарителя, и в диффузоре эжектора смесь паров
сжимается до давления конденсации в результате перехода час-
ти кинетической энергии потока в статическую. В конденсаторе 3
пар охлаждается водой и конденсируется. Конденсат частично
поступает через регулирующий вентиль 9 в испаритель 6 и час-
200
тично перекачивается на-
сосом / в котел 2. Охлаж-
денная в испарителе во-
да насосом 8 подается к
потребителям. Отеплен-
ная вода, возвращаемая
от потребителей, по тру-
бопроводу 7 поступает че-
рез разбрызгивающие
форсунки в испаритель.
Пароэжекторные ма-
шины применяются глав-
ным образом для холодо-
спабжения СКВ, а также
для предприятий химичес-
кой промышленности, по-
требляющих большое ко-
личество холодной воды.
Основным показате-
лем, определяющим эф-
фективность применения
пароэжекторных холо-
дильных машин, является
Рис. 80. Принципиальная схема пароэжек-
торной холодильной машины:
1 — питательный насос; 2 — паровой котел; 3 —
конденсатор; 4 — подача и отвод охлаждающей
воды для конденсатора; 5 — эжектор; 6 — испа-
ритель; 7 — подача отепленной воды из конди-
ционера; 8 — подача охлажденной воды в кон-
диционер; 9 — регулирующий вентиль
расход рабочего пара, отнесенный к
1000 ккал/ч холодопроизводительности машины. Этот показа-
тель зависит от начального давления рабочего пара рп, подава-
емого в эжектор, температуры охлажденной воды и темпера-
туры охлаждающей воды t0.
При давлении пара рп=6 кгс/см2, температуре охлажденной
воды /П=6СС и температуре охлаждающей воды fo=20cC рас-
ход пара составляет примерно 4 кг на 1000 ккал/ч холодопроиз-
водительности машины. При снижении давления пара до
1,5 кгс/см2 расход пара увеличивается в 1,5 раза.
Отечественной промышленностью серийно изготовляются па-
роэжекториые машины холодопроизводительностью от 200 тыс.
до 2 млн. ккал/ч.
§ 52. Размещение и компоновка
холодильных станций
Холодильные станции, работающие на хладоне-12 и хладо-
не-22, по взрывопожарной и пожарной опасности относятся к ка-
тегории «Д».
Эти станции и отдельные холодильные машины не разреша-
ется размещать непосредственно в жилых помещениях, на лест-
ничных площадках и под лестницами, а также в коридорах,
фойе, вестибюлях, эвакуационных выходах зданий и сооружений
различного назначения.
201
Хладоновые холодильные станции производительностью до
300 тыс. ккал/ч и отдельные машины той же производительно-
сти размещаются в подвальных и цокольных этажах зданий и
сооружений. Допускается размещение хладоновых станций и от-
дельных машин производительностью до 600 тыс. ккал/ч в под-
валах и цокольных этажах зданий и сооружений (кроме жилых
зданий), если над перекрытием станции исключена возможность
массового постоянного или временного пребывания людей.
Хладоновые холодильные станции производительностью
600 тыс. ккал/ч и более размещаются в специальных пристрой-
ках производственных зданий, в заглубленных отдельно стоя;
щих помещениях, а также в подвалах и цокольных этажах, вы-
несенных из-под контура зданий.
Холодильные машины, входящие в состав автономных кон-
диционеров, можно размещать в любых помещениях, за исклю-
чением лестничных площадок и помещений под лестницами.
Хладоновые холодильные машины производительностью до
150 тыс. ккал/ч, имеющие устройства для регулирования холодо-
202
производительности, допускается применять для непосредствен-
ного питания хладоном воздухоохладителей при соблюдении
следующих условий:
каждая холодильная машина должна соединяться с группой
воздухоохладителей независимым трубопроводом, не сообща-
ющимся с другими машинами;
компрессорно-конденсаторные агрегаты должны размешать-
ся на расстоянии не более 10 м от воздухоохладителей;
в холодильной машине и аппаратуре, обслуживающей дан-
ное помещение, на 1 м3 помещения должно содержаться не бо-
лее 0,5 кг хладона-12 или 0,35 кг хладона-22.
Высоту помещений для размещения холодильных станций и
отдельных машин, работающих на хладонах, следует принимать
не менее 3,6 м, считая до выступающих частей перекрытия. Про-
ходы между щитом управления и выступающими частями машин
следует предусматривать не менее 1,5 м, между выступающими
частями рядом стоящих машин — не менее 1 м, между машина-
ми (аппаратами) и стеной здания — не менее 0,8 м, а между
машинами (аппаратами) и колонной — не менее 0,7 м.
Рис. 81. Планировка машинного отделения с размещением трех хладоновых
машин и вспомогательного оборудования:
1 — компрессоры; 2 — испарители; 3 — конденсаторы; 4 — насосы испарителей; 5 — на-
сосы для подачи охлажденной воды к потребителям; 6 — насосы оборотного водоснаб-
жения конденсаторов холодильных машин; 7 — бак с двумя отсеками охлажденной и
отепленной воды; 8 — ресивер; 9 — теплообмен -шки
203
Рис. 82. Принципиальная схема трубопроводов холодильной станции и холодоснабжения обслуживаемых ею центральных
кондиционеров:
1 — компрессоры; 2—испарители; 3 — конденсаторы; 4 — насосы испарителей; 5 — насосы для подачи охлажденной воды к потребителям;
6 — насосы оборотного водоснабжения конденсаторов холодильных машин; 7— бак с двумя отсеками охлажденной и отепленной воды’
8 — ресивер; 9 — теплообменники;
Трубопровод холодной воды к кондиционерам
Трубопровод отеплеииой воды от кондиционеров
____7____ Трубопровод охлажденной воды к насосам коиденса-
торов
----4— Трубопровод холодной воды от насосов конденсато-
ров к конденсаторам
. -5—'Маслопровод
, . g__ Трубопровод отепленной воды из бака к испарителям
Трубопровод холодной воды от испарителей к баку
----7. холодной воды
Трубопровод отепленной воды от конденсаторов к
- 8 брызгальному бассейну
----К---- Спуск воды в канализацию
----Ф/7-- Фреон-22 парообразный
Вентиль запорный муфтовый
Задвижка фланцевая
Обратный клапан
Вентиль угловой цапковый
Вентиль регулирующий
Вентиль соленоидный
Манометр
Термометр
----Фл(--- Фреон-22 жидкий
---------- Уравнительная линия
-------- Предохранительная линия
Фильтр для воды
Насос
В проектах холодильных станций следует предусматривать
передвижные или стационарные подъемно-транспортные сред-
ства (блоки, тали, монорельсы) для производства ремонтных
работ.
Электроосвещенность помещений должна быть не менее
60 лк. Машинный зал должен быть оборудован приточной и вы-
тяжной вентиляцией (она же аварийная) с кратностью воздухо-
обмена не менее 3. Вытяжные отверстия должны быть размеще-
ны на высоте 1—1,5 м от пола.
На холодильных станциях рекомендуется устанавливать две
однотипные машины и более. Допускается установка одной ма-
шины, имеющей приспособление для автоматического регулиро-
вания производительности. Установка резервных машин преду-
сматривается только для холодоснабжения СКВ, обеспечиваю-
щих технологические процессы.
При нескольких потребителях холода на одной промышлен-
ной площадке либо в комплексе общественных или жилых зда-
ний следует предусматривать одну общую холодильную стан-
цию.
Холодные поверхности испарителя и трубопроводов тепло-
изолируются. Толщина слоя теплоизоляции определяется из усло-
вия предупреждения конденсации водяных паров на их поверх-
ности. Это условие удовлетворяет и технико-экономическим тре-
бованиям.
Планировка машинного отделения с размещением трех хла-
доновых холодильных машин и вспомогательного оборудования
приведена на рис. 81, а принципиальная схема трубопроводов
холодильной станции и холодоснабжения обслуживаемых ею
центральных кондиционеров показана на рис. 82.
§ 53. Емкости систем холодоснабжения
В связи с тем, что потребление холода СКВ является пере-
менной величиной, различают два метода определения произво-
дительности холодильной станции. По первому методу произво-
дительность определяется из расчета покрытия максимальной
часовой потребности в холоде СКВ, соответствующей расчет-
ным параметрам наружного воздуха, регламентированным
СНиП 11-33-75. По второму методу часовая производительность
холодильной станции определяется исходя из среднечасовой по-
требности в холоде за расчетные сутки или из близкой к ней ве-
личины.
Выбор метода определяется технико-экономическим расче-
том. При расчете по первому методу часовая производитель-
ность холодильной станции получается большей, но уменьшает-
ся продолжительность работы холодильных машин и требуемая
емкость водяного или рассольного бака-аккумулятора.
2Й6
При расчете по второму методу часовая производительность
холодильной станции получается меньшей лри увеличении чис-
ла часов работы машин в сутки и емкости бака-аккумуля-
тора.
Для холодильных станций, производительность которых опре-
делена по максимальному часовому потреблению холода (пер-
вый метод), емкость системы холодоснабжения, т. е. суммарная
емкость бака-аккумулятора, трубопроводов, поверхностных воз-
духоохладителей или поддонов оросительных камер рассчиты-
вается исходя из следующих условий.
Минимальную температуру ^мин воды на выходе из кожухо-
трубных испарителей хладоновых холодильных машин прини-
мают равной 6°С. Максимально допустимая температура воды в
баке-аккумуляторе йчакс определяется из расчета кондиционера:
^макс — tWH- Подогрев воды на трассе от бака-аккумулятора до
кондиционеров обычно не учитывается в связи с его незначитель-
ностью. Датчики на требуемые температуры включения и выклю-
чения холодильной машины настраиваются в зависимости от чи-
сла установленных машин. Так, например, при двух машинах и
^макс=8°С датчик первой машины настраивается на температуру
включения /Вкл=8°С и /Выкл=7°С, датчик второй машины —на
^вкл=7°С И /выкл = 6 С.
Для равномерной амортизации машин в цепи управления
вводится переключатель, позволяющий через определенные ин-
тервалы времени (обычно 20—30 дней) менять вручную очеред-
ность включения машин.
Согласно нормативным данным число включений холодиль-
ной машины должно быть не более четырех в 1 ч. Для обеспече-
ния этого требования минимальная емкость системы холодо-
снабжения Ус определяется по формуле
16„ . (179)
Д0Имакс 1мин7
где Qx — расчетная холодопроизводительность одной из машин
(наибольшей), установленных на станции, тыс. ккал/ч; п— чис-
ло установленных машин. Удельная теплоемкость воды, равная
1 ккал/(кг-°С), в формуле опущена.
В практических расчетах емкость трубопроводов и воздухо-
охладителей обычно не учитывают, и емкость бака-аккумулято-
ра Уб принимают равной емкости системы УС) определенной по
формуле (179).
Для холодильных машин марок 22ФУ-200 и 22ФУУ-400 ем-
кость бака аккумулятора Уб увеличивают вдвое в связи с огра-
ничением числа включений до двух в 1 ч по требованию завода-
изготовителя.
Для холодильных станций, часовая производительность ко-
торых определена по второму методу расчета, т. е. путем деле-
ния суточной потребности в холоде на число часов работы стан-
207
ции, требуемая емкость бака-аккумулятора определяется следу-
ющим методом.
Расход холода в расчетные сутки зависит от структурных
схем, потребляющих холод СКВ. Различают два основных типа
СКВ.
К первому типу относятся СКВ, подающие в помещение по-
стоянное количество обработанного наружного воздуха или
смесь его с рециркуляционным. При этом наружный и рецирку-
ляционный воздух смешиваются до оросительной камеры или
до воздухоохладителя кондиционера.
Ко второму типу относятся СКВ, которые в помещение пода-
ют переменное количество воздуха в зависимости от изменяю-
щихся в нем теплоизбытков.
Холодопотребность систем первого типа зависит от количе-
ства и параметров наружного воздуха, продолжительности ра-
боты СКВ в течение расчетных суток и не зависит от колебания
теплоизбытков в помещении.
Холодопотребность систем второго типа зависит от количе-
ства и параметров наружного воздуха, продолжительности ра-
боты СКВ, а также и от изменения теплоизбытков в помещении.
При расчете баков-аккумуляторов холода принимается, что
температура наружного воздуха в расчетные сутки изменяется
по закону гармонических колебаний с максимумом в 15 ч и ми-
нимумом в 3 ч по формуле
^н = ^р.л — (180)
где—средняя температура наружного воздуха в любой час
расчетных суток, °C; /р.л — расчетная наружная температура
Таблица 11. Значения коэффициента 6 по часам суток
Часы 1R 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2
суток 14 13 12 11 10 9 8 7 6 5 4
6 0 0,02 0,07 0,14 0,25 0,37; 0,5 0,63 0,75 0,85 0,93 0,98 1
Таблица 12. Средние амплитуды колебания температур наружного воздуха
в течение расчетных суток
Город Амплитуда > °C Город Амплитуда ^а >
Астрахань 12,6 Минск 1 13,8
Ашхабад 15,4 Москва 11,8
Батуми 9,1 Одесса 8,9
Владивосток 9 Рига 1 12
Волгоград 13,2 Свердловск 14,2
Киев 12,6 Ташкент 17,4
Ленинград 11,2 Тбилиси 14,3
Львов 14,1 Харьков 1 13,9
208
для теплого периода года, °C, принимаемая по приложению 13;
6 — коэффициент, определяемый по табл. 11; Л/а— средняя ам-
плитуда колебаний температуры наружного воздуха в течение
расчетных суток, °C, принимаемая по табл. 12.
Для определения суточного расхода холода строится почасо-
вой график и определяется минимальная часовая полезная холо-
допроизводительность станции, работающей с баком-аккумуля-
тором.
§ 54. Брызгальные бассейны и градирни
Для охлаждения конденсаторов холодильных машин, снаб-
жающих холодом СКВ, как правило, применяются системы обо-
ротного водоснабжения. В отдельных случаях, при наличии хо-
лодной воды из артезианских скважин либо горных рек, исполь-
зуются комбинированные системы холодоснабжения, в которых
вода от указанных источников подается вначале в поверхностные
воздухоохладители или оросительные камеры кондиционеров, а
затем направляется в конденсаторы холодильных машин. Наи-
большее распространение при обслуживании СКВ зданий граж-
данского назначения приобрели системы оборотного водоснабже-
ния с охлаждением воды в брызгальных бассейнах. На промыш-
ленных предприятиях чаще применяются вентиляторные
градирни. Размеры брызгального бассейна определяются в за-
висимости от расхода воды IF и плотности орошения q, т. е. ко-
личества воды, охлаждаемой на 1 м2 площади бассейна без учета
площади защитных зон. В зависимости от климатических усло-
вий значение плотности орошения принимают 1—1,3 м3/(м2-ч).
Для разбрызгивания воды применяются сопла различных
конструкций. Наиболее распространены сопла, 'в которых раз-
брызгивание воды происходит за счет центробежной силы. К ним
относятся эвольвентные сопла, изображенные на рис. 83. Харак-
теристика сопл приведена в табл. 13.
Трубопроводы брызгальных устройств обычно прокладыва-
ются под водой на низких скользящих опорах с уклоном, обес-
печивающим их опорожнение.
На рис. 84 изображена схема размещения сопл в брызгаль-
ном бассейне. Сопла </=50/25 мм располагаются пучками по
Таблица 13. Производительность эвольвентных сопл, м3/ч
Диаметр сопла d, мм Напор перед соплом Я, м
6 6 7 8 10 12
100/50* 32 34,5 37 39,2 43,5 47,2
50/25* 8,2 9,1 9,9 10,7 11,9 12,8
* В числителе указаны диаметры подводящих труб, в знаменателе — диа-
метр выходного отверстия сопла.
209
Рис. 83. Эвольвентное сопло
d ~ 50/25 мм
Рис. 84. Схема размещения сопл в
брызгальном бассейне
4—5 шт. в каждом. Расстояние между соплами рекомендуется
принимать 1,2—1,5 м, между пучками сопл а=4 м и между ря-
дами труб 6=8-М0 м. Одиночные сопла d~ 100/50 мм можно
располагать на расстоянии а=4 м друг от друга. При этом рас-
стояние между рядами труб 6=8,5 м.
Для уменьшения уноса воды ветром сопла размещаются на
расстоянии с=44-6 м от стенок бассейна, образующем защит-
ную зону. Забор воды осуществляется из специального приямка
через сетчатый фильтр. Для опорожнения бассейна предусма-
тривается специальный трубопровод, к которому присоединяется
переливное устройство. Глубину воды в бассейне обычно прини-
мают 0,8—1 м.
Среднюю температуру охлажденной воды в бассейне /Ср на-
ходят по номограмме Н. Н. Терентьева (рис. 85) в зависимости
от напора И у сопл, плотности орошения q, перепада температур
воды Д/ir, температуры наружного воздуха /н, относительной
влажности воздуха фп и расчетной скорости ветра v. Величины
1И, фп и v определяют по климатологическому справочнику либо
по СНиП 11-33-75.
По номограмме рис. 85, а находят значение вспомогательного
коэффициента Кд в зависимости от напора И у сопл и плотности
орошения q, по номограмме рис. 85, б — значение коэффициента
Kv в зависимости от скорости ветра v.
Затем определяют значение вспомогательного коэффициента
К по формуле
K=K4KvMv. (181)
По номограмме рис. 85, в находят среднюю температуру
охлажденной воды /Ср в зависимости от найденного значения К.
и климатических условий (1Я и фк).
Температуру охлажденной воды в брызгальном бассейне toxa
находят по формуле
U = (182)
210
Рис. 85. Номограммы для определения значений величин, необходимых при
тепловом расчете брызгальных бассейнов:
а — коэффициента б — коэффициента Л'р; л — средней температуры охлажденной
воды fcp
Значение температурного перепада воды ХЛу при расчете
брызгальных бассейнов для охлаждения конденсаторов холо-
дильных машин обычно принимают в пределах 3—5°С, в зависи-
мости от климатических условий.
Пример 29. Дано: напор у сопл Н = 6 м; плотность орошения q =
= 1 м3/(м2-ч); перепад температур воды Atw = 4°С; расчетная температура
наружного воздуха /и = 30°С; относительная влажность tpH = 40%; скорость
ветра v — 1,5 м/с.
Определить температуру воды, охлажденной в брызгалыгом бассей-
не /о\Л.
Решение. По номограмме рис. 85, а для Н = 6 м и q ~ 1 м3/(м2-ч) на-
ходим значение Kq = 8,56.
По номограмме рис. 85,6 при 1,5 м/с находим Kv = 0,36. По фор-
муле (181)
Я = 8,56-0,36-4 = 12,3.
По номограмме рис. 85, в для /н = 30°С, <рн = 40% и К = 12,3 находим
/Ср — 30,5°С (ход расчета показан стрелками).
По формуле (182)
/охл = 30,5 — 0,5-4 = 28,5°С.
В практике бывает, что строить брызгальные бассейны нель-
зя из-за отсутствия свободной территории (брызгальные бас-
сейны должны размещаться в 15 м от ближайших зданий).
В этих случаях охлаждение воды может осуществляться в
21 <
оросительных камерах кондиционеров и в приточных вентиляци-
онных камерах, используемых в качестве вентиляционных гра-
дирен. Применять типовые вентиляторные градирни, размещае-
мые на открытых площадках, часто нельзя из-за высокого уров-
ня шума, создаваемого работающими в градирнях осевыми вен-
тиляторами.
Расчет камер орошения, используемых для охлаждения во-
ды, рекомендуется выполнять, пользуясь приведенными ниже
данными.
Значения коэффициента орошения у. рекомендуется прини-
мать в пределах 0,6—0,9 кг/кг, а значения температурного пере-
пада воды ЛЛу — в пределах 3—5°С.
Для определения начальной twn и конечной tW}. температур
охлажденной воды применяют коэффициент эффективности теп-
лообмена Е.
Для типовых оросительных камер с двумя рядами форсунок,
один из которых направлен по потоку воздуха, а другой против,
значение коэффициента Е для процессов одновременного на-
гревания и увлажнения воздуха при плотности форсунок
13 шт./(м2-ряд) и коэффициенте орошения у=0,64-0,9 опреде-
ляется по формуле
£' = 0,931р0’13. (183)
Задавшись значением коэффициента орошения у. в указан-
ных выше пределах, определяют Е. Для определения начальной
twH и конечной twK температур охлажденной воды, которые на-
ступят в результате установившегося теплового равновесия,
найденное по формуле (183) значение Е подставляют в фор-
мулу
г- < 4. К
t ______ t
fUZH гм. н
(184)
где /м.к — температура мокрого термометра при /к; /м.н — то
же, при /н; /н и /к — энтальпии соответственно наружного (на
входе) и внутреннего (на выходе) воздуха оросительной камеры,
связанные зависимостью
4 = 4 +
Задавшись значением АДг, находят
Лгк = — Mw-
Значение tM.K определяют из уравнения
4 4~ 0.7(4 к — 4. н).
212
(185)
(186)
(187)
Значение /н определяют по климатологическим данным.
Подставляя значения /м.к и twn в формулу (184),находят tv™
п затем по формуле (186) находят twu — 6эхл«
Как видно из приведенных выше формул, конечная темпера-
тура охлажденной воды зависит только от расчетной энталь-
пии наружного воздуха /н, температурного перепада воды A/w
и коэффициента орошения ц.
Зная количество охлаждаемой воды и принятое значение ко-
эффициента ц, определяют требуемую производительность вен-
тиляторной градирни, габариты оросительной камеры и диаметр
форсунок.
Пример 30. Определить температуру воды на выходе из оросительной
камеры Zw'k при следующих исходных данных: расчетная энтальпия наруж-
ного воздуха /н = 13,4 ккал/кг, соответствующая температуре наружного
воздуха по мокрому термометру ?м.н = 19,5°С; перепад температуры воды
Mw = 5°С.
Решение. Задаемся коэффициентом орошения р = 0,8 кг/кг. Находим
значение /к по формуле (185)
7К = /н + = 13,4 + 0,8*5 = 17,4 ккал/кг.
По формуле (183)
£ = 0,931 • 0,80’13 = 0,931 -0,907 = 0.903,
По формуле (186)
twK = twH — 5.
Из уравнения (187) определяем к:
t = t + /кгДн— = 19,5 + T7'4~_4d- -25,2°С.
м.к М.Н-Г 0>7 ‘ 07
Подставляя известные величины в формулу (184), получим
отсюда tWH = 31,3°С.
По формуле (186)
6vk = 31,3°С —5 — 26,3°С,
§ 55. Тепловые насосы и их применение
в системах кондиционирования воздуха
Холодильные машины, работающие в теплый период года для
холодоснабжения СКВ, могут быть использованы в холодный
период года в качестве тепловых насосов для отопления зданий.
Тепловой насос — это энергетическая установка, в которой
происходит перенос тепловой энергии от источника низкого по-
тенциала к источнику более высокого потенциала.
213
Рис. 86. Принципиальная схема ра-
боты теплового насоса:
/ — регулирующий вентиль; 2 — компрес-
сор; <3 — наружный теплообменник; 4 —
направление движения хладоагента при
охлажде-ши помещения; 5 — направление
движения хладоагента при отоплении по-
мещения; 6 — четырехходовой кран; 7 —
внутренний теплообменник
В холодильных машинах»
работающих по схеме теплово-
го насоса, тепло отнимается от
наружного воздуха либо от во-
ды, подаваемой к теплообмен-
никам машины, и вместе с теп-
лом, эквивалентным работе
компрессора, передается возду-
ху отапливаемых помещений.
Принцип работы теплового
насоса был изложен еще Кар-
но в 1824 г. и Кельвином в
1852 г. Однако практическое
использование цикла теплово-
го насоса стало возможным
лишь в последнее время благо-
даря широкому применению
холодильных машин.
Принципиальная схема работы теплового насоса с указанием
направления движения холодильного агента для отопления и
охлаждения здания приведена на рис. 86.
Наружный теплообменник 3 расположен у источников тепла,
внутренний 7 — в помещении, которое нужно нагревать зимой
и охлаждать летом. Из нагнетательной линии компрессора 2 го-
рячие пары хладоагента поступают в четырехходовой кран б,
который направляет их в соответствующий теплообменник. Ес-
ли холодильная машина работает как тепловой насос для отоп-
ления здания, то горячий хладоагент поступает во внутренний
теплообменник (по направлению, указанному стрелкой 5), где
конденсируется, отдавая тепло теплоносителю (воздуху или во-
де). Затем хладоагент, пройдя регулирующий вентиль Л посту-
пает в наружный теплообменник 3, где он кипит, забирая тепло
для своего кипения от окружающей среды (воздуха, воды). Да-
лее пары хладоагента снова проходят через четырехходовой
кран 6, который направляет их во всасывающую линию компрес-
сора 2, после чего процесс повторяется снова.
Если машина работает в режиме холодоснабжения, то пово-
ротом четырехходового крана 6 изменяют направление циркуля-
ции паров хладоагента, как указано стрелками 4.
Эффективность работы теплового насоса характеризуется ко-
эффициентом преобразования <р, представляющим собой отно-
шение тепла, отданного конденсатором, к затраченной мощнос-
ти, выраженной в тепловых единицах. Коэффициент преобразо-
вания называется еще отопительным коэффициентом и опреде-
ляется по формуле
Qt
214
где QT — количество тепла, отданное конденсатором, ккал/ч;
Азл — электрическая мощность, расходуемая на сжатие па-
ров хладоагента компрессором, кВт.
Коэффициент преобразования зависит от системы холодиль-
ных машин, свойств применяемого холодильного агента и темпе-
ратур источников тепла низкого и высокого потенциалов. Тепло-
вые насосы с использованием наружного воздуха в качестве ис-
точника тепла низкого потенциала имеют средний отопительный
коэффициент <р=24-2,5:
при получении горячей воды с температурой 70°С,
используемой для отопления зданий с местными
нагревательными приборами ... 2,2—3,8
при получении горячей воды с температурой 45°С,
используемой для воздушного отопления здании 3,5—5,8
при получении горячей воды с температурой 35—
40°С с использованием тепла условно чистых вод
коммунальных и промышленных зданий . . 3—5
Работа холодильных машин с водяным охлаждением по цик-
лу теплового насоса может осуществляться в автономных кон-
диционерах специальных конструкций.
Схема холодильной установки автономного кондиционера
КА-6А производительностью по воздуху 1700 м3/ч и по холоду
7500 ккал/ч приведена на рис. 87, где показано движение хла-
дона и воды в теплый и холодный периоды.
В теплый период пары хладона (направление движения
показано сплошными стрелками) из испарителя 4, пройдя пере-
ключатель режимов 3 и теплообменник 5, отсасываются ком-
прессором 2, где сжимаются до давления конденсации и нагнета-
ются через переключатель режимов 3 в конденсатор 1. В кон-
денсаторе пары хладона охлаждаются циркулирующей через
него водой и конденсируются. Температура охлаждающей конден-
сатор воды должна быть не выше -|-250С. Жидкий хладон из
конденсатора /, пройдя переключатель режимов 8, теплообмен-
ник 5 и фильтр 7, проходит к терморегулирующему вентилю 6,
где дросселируется до давления испарения п, пройдя переклю-
чатель режимов 8, вновь поступает в испаритель 4 и процесс по-
вторяется.
Переключение кондиционера с режима охлаждения воздуха
на режим нагревания производится поворотом крана переклю-
чателя режимов на 90° (по стрелке).
В холодный период пары хладона (направление движения по-
казано штриховыми стрелками) из конденсатора 1, пройдя пе-
реключатель режимов 3 и теплообменник 5, отсасываются ком-
прессором 2, где сжимаются и подаются через переключатель
режимов 3 в испаритель 4. В испарителе 4, выполняющем в хо-
лодный период роль конденсатора, пары хладона охлаждают-
ся циркулирующим через него воздухом и конденсируются,
Iff
В канализацию
______Движение хпавона 6 теплый период
______-_______н— ——и— 6 холодный период
-------д&мг-чгр боды и качденсато
Рис. 87. Схема холодильной установки автономного кондиционера КА-6:
/ — конденсатор; 2 — компрессор; 3—переключатель режимов; 4 — испаритель;
5 — теплообменник; 6 терморегулирующий вентиль; 7 — фильтр; 8 — переключатель ре-
жимов
выделяя скрытое тепло парообразования. Проходящий через ис-
паритель воздух нагревается и поступает в отапливаемое поме-
щение. Жидкий хладон из испарителя, пройдя переключатель
режимов 8, теплообменник 5 и фильтр 7, подходит к терморегу-
лирующему вентилю 6, дросселируется и, пройдя переключа-
тель 8 режимов, поступает снова в конденсатор 1.
Для отопления помещений при низких температурах наруж-
ного воздуха нужны дополнительные электронагреватели, что
значительно снижает экономичность использования холодиль-
ных машин в качестве тепловых насосов.
При существующем соотношении цен на тепловую и электри-
ческую энергию для большинства районов Союза применять
тепловые насосы экономически невыгодно. Их применяют пре-
имущественно в южных районах и на промышленных предприя-
тиях, имеющих отработанную теплую воду.
211
Глава X
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗДУХА
В КОНДИЦИОНИРУЕМЫХ ПОМЕЩЕНИЯХ
§ 56. Принципиальные схемы распределения воздуха
и характеристики воздухораспределителей
Воздухораспределение в технике кондиционирования воздуха
имеет большое значение. От правильного размещения, выбора
конструкции п расчета воздухораспределителей зависят эконо-
мичность и эффективность работы СКВ.
Приточный воздух подается в кондиционируемые помещения,
как правило, турбулентными струями, имеющими температуру,
отличную от температуры воздуха помещений. Такие струи на-
зываются неизотермическими.
В теплый период года температура приточного воздуха ta
ниже температуры воздуха помещений /в, в холодный период /п
может быть выше или ниже /Е, в зависимости от теплового ба-
ланса кондиционируемых помещений. Изотермические струи,
имеющие ту же температуру, что и воздух помещения, наблю-
даются в переходные периоды года, когда возникает необходи-
мость изменения режима, т. е. перехода от охлаждения к нагреву
помещений.
Компактными называются струи, имеющие параллельные век-
торы скоростей истечения. У веерных струй векторы скоростей
истечения образуют между собой некоторый угол. При движении
струп в воздушном пространстве помещения возникают эжекти-
руемые струей вторичные потоки воздуха, имеющие противопо-
ложное направление по сравнению с направлением основного,
или прямого, потока и называемые обратными потоками.
Согласно СНиП 11-33-75, при расчете воздухораспределения
СКВ для обеспечения необходимых метеорологических условий
на постоянных рабочих местах или местах постоянного пребы-
вания людей, находящихся в зоне прямого (непосредственного)
воздействия приточных струй, следует считать, что экстремаль-
ные (максимальные пли минимальные) значения скорости дви-
жения п температуры tx воздуха при входе в рабочую (РЗ)
или обслуживаемую (ОЗ) зону равны установленным санитар-
ными нормами.
При расчете СКВ, как правило, между нормируемыми значе-
ниями скоростей воздуха г»НОрм и максимальными скоростями
в струе fx, а также между допускаемыми колебаниями темпера-
туры Д/доп и максимальными разностями температур А/х, кото-
рые создаются приточными струями, входящими в ОЗ или РЗ,
принимают следующие зависимости:
в основной струе
®х=:^,иорм; (188)
217
*^Х ^доп»
(189)
в обратном потоке
*^обр *^норм> (190)
Чбр=^доп- (191)
При комфортном кондиционировании воздуха на промышлен-
ных предприятиях, если постоянные рабочие места находятся
вне пределов прямого воздействия приточной струи, т. е. вне зон,
где струя приточного воздуха имеет максимальные скорости,
следует принимать для основной струи
^х = 2^норм; (192)
А/х = 2А/доп. (193)
Границы зоны прямого воздействия струи, в пределах кото-
рой скорость движения воздуха колеблется от максимальной ух
до 0,5 по данным М. И. Гримитлпна могут быть ориентиро-
вочно представлены поперечными сечениями струи, имеющими
вид окружности для ненастплающихся струй и полукружности
для настилающихся струй, очерченные радиусом 7?, м, который
вычисляется по формулам:
для компактных и неполных веерных струй
/? = 0,59-^-CtfZ7; (194)
для полных веерных струй
я = 0,084-^; (195)
т\
для плоских струй
[/? = 0,67-^-Кж. с; (196)
для перфорированных круглых воздуховодов
/? = 0,335—TQ. с, (197)
где X— длина струи до рассматриваемого сечения при входе ее
в рабочую или обслуживаемую зону, м; КЖ.С коэффициент жи-
вого сечения для отверстий, затененных сеткой, перфорирован-
ным листом или жалюзи; т}—коэффициент, характеризующий
темп затухания скорости в приточной ненастилающейся струе.
Значения коэффициента r?i] приведены в табл. 14.
Плоскими называются струи, вытекающие из щелевых отвер-
стий.
218
Таблица 14. Характеристики воздухораспределителей
Значения коэффициентов затухания сопротнв- енный к ссчеиии
Название воздухо- распределителя Схема воздухораспре- делителя П, л8
с с ДЛЯ Сгруй , (П ~ ф ® X Q
2 ненасти лаюшихся настила- ющихся ненастн- ая ющнхе я наст ила- ЮЩИХСЯ КоэффИЦИС лення от скорости ©
Воздухораспределители, образующие компактные струи воздуха
1 Цилиндрическая груба с конфузо- ром dp ^0° 7,7 10,9 5,8 8,2 4,5
2 Цилиндрическая труба с сеткой при /<ж.с = 0,5 4 6 8,5 4,5 6,4 1,5
^1
1
3 Решетка, сетка (при расчете ско- рость относить к Fo) при /<ж.с = =0,8-0,5 6 8,5 4,2 5,9 1,8
4 Приточная регу- лирующая решет- ка типа РР при параллельно ус- тановленных жа- люзи — — -Л 4,5 6,4 3,2 4,5 2,2
5 Универсальный потолочный пла- фон типа ВДМП-Ша со сплошным диском л, J k 11 3,4 — 3 — 3
1
6 Потолочный пла- фон с тремя диф- фузорами 0,75 do p.5d0 в -0575^ 1,35 —— 1.1 — 1,1
JL
2»
Продолжение табл. 14
Значения коэффициентов затухания a U, н “ X О« X Q-3 и
Название воздухо- распределителя Схема воздухораспре- делителя т» п. С X w SO
Е для струй
£ а г и х X а св к 1 и X X « ев X О Ь» X h'fS
ненаст лающ» х х f— X и 3 я 2 ненаст лающ» H3CTHJ 1ОЩЧХ< Коэфс] ления скорое
Воздухораспределители, образующие неполные веерные струн воздуха
7 Пристенный типа ВП конструкции ВНИИГС при Xn=vK" . ! Ч ни ’ 1 гп 1 1 J 1 т г JJH лэ. 0 — 2,4 — 3,6 — 6,8
8 Приточная регу- лирующая решет- ка типа РР с жа- люзи, установ- ленными под уг- лом ₽=90° / 1 с 1,8 2,5 1,2 1,7 3,3
Воздухораспределители, образующие полные веерные струи воздуха
9 Универсальный потолочный пла- фон ВДПМ-Шв со сплошным дис- ком при Ао = = 0,05 do ._zL_ „ 1 Y — 1,35 — 1,1 1,9
"3”
10 Комбинирован- ный приточно-вы- тяжной плафон типа ВК конст- рукции ВНИИГС 1 1. .5 — 1 — 08 2
и — =°|
Воздухораспределители, образующие плоские струи воздуха
П Щелевой насадок
с параллельными
направляющими
лопатками при
Кж. с= 1 0,8
220
Продолжение табл. 14
? № п/п Название воздухо- распределителя Схема воздухо- распределителя Значения коэффициентов затухания Коэффициент сопротив- ления отнесенный к скорости v0 в сечении
для струй
ненасти* дающихся 1 настила- ющихся ненасти- лающихся 1 1 настила- ющихся
12 Перфорирован- ный конструкции ЛИОТ прямо- угольный при 1 Кж.с*. 0,092 0,062 0,046 й 0,65 0,53 0,45 0,58 0,48 0,4 1 1 1 2,4
13 То же, круглый ПрИ /Сж.с* 0,092 0,062 0,046 / /т\ \ \ г 1 4^-4-^' 0,29 0,24 0,21 — 0,26 0,22 0,19 2,4
Воздухораспределители, выпускающие две струи воздуха—веерную настила-
ющуюся иа потолок и направленную вниз
14 Двухструйный с
перфорирован-
ным диском типа
ВДП конструк-
ции ЛИОТ при
0,1
0,2
0,3
15 Потолочный
двухструйный
шестидиффузор-
ный типа ВДШ
конструкции
НИИСТ
Примечание. Значения коэффициентов даны при равномерном поле
скоростей воздуха в подводящем патрубке, что должно обеспечиваться соот-
ветствующей длиной подводящего воздуховода или установкой регуляторов
равномерности.
221
Точность поддержания температуры воздуха в кондициони-
руемых помещениях при отсутствии специальных технологиче-
ских требований принимают Л/Д0п = +1оС, но для некоторых
производственных процессов требуется более высокая точность
поддержания температуры, иногда Л/доп = +0,1 или даже
0,01°С.
Разность между температурами воздуха в различных точках
помещения при равномерно распределенных по площади тепло-
выделениях является следствием разности температур, создавае-
мой приточной струей, и возмущений, вызываемых механизма-
ми, регулирующими температуру воздуха в помещении. При рас-
чете приточных струй не следует допускать разности температур
между максимальной температурой воздуха в струе /х и темпе-
ратурой в ОЗ или РЗ /в более 70% допускаемых отклонений, т. е.
А4 = 4-^х = 017Д/доп. (198)
При комфортном кондиционировании допускаются колебания
относительной влажности воздуха Дфдоп = +7%. По технологи-
ческим требованиям часто требуется более точно поддерживать
влажность: ЛфдОп = +2%. Отклонения по относительной влаж-
ности зависят от отклонений температуры и влагосодержания
воздуха. Последнее обычно контролируется по температуре точ-
ки росы. Исходя из этих условий, значения Дфдоп следует приво-
дить к допустимым колебаниям температуры. В соответствии
с изложенным все расчеты распределения воздуха можно вести,
руководствуясь соотношениями максимальных и нормируемых
или допустимых отклонений, приведенными в формулах (188) —
(193), учитывая только максимальные скорости и разности тем-
ператур.
На развитие струй приточного воздуха внутри помещений
оказывают влияние различные факторы, но при проектировании
нужно учитывать только следующие: влияние плоских огражде-
ний, расположенных вблизи выпуска воздуха; стеснение приточ-
ных струй ограждениями помещения; взаимодействие приточных
струй, неизотермичность.
Среди факторов, которые не поддаются количественному уче-
ту, оказывают влияние: всасывающие отверстия, периодически
открывающиеся двери и окна, стеснение струй людьми, оборудо-
ванием и конструкциями. Воздушные струи, выпущенные вблизи
ограждений помещений, настилаются на них, если кромка от-
верстия соприкасается с ограждением, а ось струи составляет
с плоскостью угол не менее 40°. Струи, выпущенные параллель-
но плоскости ограждения или под малым углом к ней, настила-
ются, даже если выпускное отверстие удалено на значительное
расстояние от плоскости. Изотермические струи настилаются на
гладкий потолок, если они выпущены параллельно ему на высо-
те, равной 80% общей высоты помещения. Струи, настилающиеся
на плоскость, не симметричны по отношению к продольной оси.
222
В технике кондиционирования воздуха струю приточного
воздуха рассматривают как состоящую из двух участков: началь-
ного и основного: при этом в подавляющем большинстве случа-
ев рабочим является основной участок струи, так как длина на-
чального участка Хо невелика и не превосходит значения, опре-
деляемого по формуле
(199)
где Fo—площадь живого сечения отверстия, из которого выхо-
дит воздух, м2.
Закономерности осесимметричной компактной струи Г. Н. Аб-
рамович связал с параметром aXo/do. Коэффициент турбулент-
ности а целесообразно заменить другим безразмерным коэффи-
циентом, характеризующим затухание струи, а именно: т «
~ 0,48/а. Диаметр выходного отверстия насадки можно предста-
вить в виде d0 = 1,131/Fo. Тогда на основном участке воздушной
струи получим:
аХ„ 0,48Х________________0,48Х
do 1,13m ) mi -/F^
где = 1,13/и, и расчетная формула Г. Н. Абрамовича для
основного участка круглой компактной воздушной струп при-
обретет вид
Ух
»0
0.48 _ miV~~Fu
аХ X
+ 0,145
(200)
Аналогичные преобразования для избыточной температуры
в слабо неизотермической струе дадут расчетную формулу
АД
АД
Д Д . v F \>
tb-ta 1 х
(201)
где щ—коэффициент, характеризующий темп затухания разно-
сти температур АД по длине струи; АД = Д— Д —рабочая раз-
ность температур воздуха помещения и выходящего из воздухо-
распределителя.
На рис. 88 представлены шесть основных схем подачи возду-
ха в помещения компактными круглыми, плоскими и веерными
(полными и неполными) струями. Для воздушных струй, насти-
лающихся на ограждения, основные расчетные коэффициенты
и П] заменяются коэффициентами:
/д2=1,41т1; (202)
n,= l,41nv (203)
223
Рис. 88. Шесть основных схем подачи воздуха компактными, плоскими или
веерными (полными и неполными) струями
Значения коэффициентов тх и m2, щ и и2, характеризующих
темп затухания скорости и разности температур по длине струи,
приведены в табл. 14.
Стеснение приточных воздушных струй ограждениями поме-
щения учитывается коэффициентом Кс в зависимости от условий
стеснения, характеризуемых относительными величинами X и I,
значения которых даны на рис. 89, взаимодействие приточных
струй — коэффициентом Къ (рис. 90), неизотермичность приточ-
ных струй — коэффициентом Ки (рис. 91), причем коэффициент
Кн на неизотермичность приточных струй вводится только при
вертикальной подаче воздуха. Коэффициент /Сн можно опреде-
лять по формулам:
для компактных струй
АГН=Г1 ±3(Xn'Z)2; (204)
для веерных струй
ЛГН = У 1 + l,5(Xn Z)2 ; (205)
224
Рис. 89. Поправочные коэффициенты Кс на стеснение струй ограждениями
помещений:
1 — компактные струн; 2 — плоские струи; 3, 4, 5 — неполные веерные струи нз решеток
с углами раскрытия жалюзи, равными соответственно 45, 60 и 90°; 6 — компактные струи
из плафонов; 7, 8, 9 — полные веерные струи из плафонов по схеме V на рис. 88 при от-
ношении ИХи, равном соответственно 0,5, 0,6 и 0,8; 10. 11 и 12 — полные веерные струм
нз плафонов пря отношении II Хо, равном соответственно 1; 1,2 и 1Д
Значение абсциссы:
для иеиастнлающнхся струй и для компактных струй из плафонов X=XD/fFn;
для настилающихся струй X—0,7, ХП/УГП;
для плоских струй Х~Хи/Нп;
для полных веерных струй из плафонов 0,1 Z—0,l//VFo.
Пример. Плафон установлен по схеме V (рнс, 88), причем //Хпв0,8 н 0,1 /—1,5.
Решение. Отношению //Хп=0.8 соответствует кривая 9, тогда Кс=0.53.,
для плоских струй
/<н = )/ 1 ± 2(Xn Z)3. (206)
где Хп— вертикальное расстояние от выхода струи воздуха до
рассматриваемого сечения, м (схемы IV и V па рис. 88);
Z—геометрическая характеристика струп воздуха, опреде-
ляемая по формулам:
для компактных и веерных струй
2-5,45/пгф/ (207)
для плоских струй
4 (mi М
Z=9'V <208>
8 U2
225
Рис. 90. Поправочные коэффициенты
Кв на взаимодействие одинаковых па-
раллельных компактных или плоских
струй (шкала 1 и кривые 2—10}, а
также двух неполных веерных струй
(шкала II и кривая 7).
Рис. 91. Поправочные коэффициенты
Кп для неизотермических струй при
подаче воздуха вертикально сверху
вниз:
I — при подаче охлажденного воздуха;
II — прн подаче подогретого воздуха; 1—
компактные струи; 2 — плоские струи; 3—
веерные струи
где т=т1 и п=П] согласно данным табл. 14; Оо и Д/р — ско-
рость воздуха, м/с, и разность температур, °C, при выходе струи
из воздухораспределителя; Ло — расчетная площадь, м2; Ьо —
ширина щели при выходе струи из воздухораспределителя, м.
Знак плюс в подкоренных выражениях формул (204) —(206)
принимается при подаче холодного воздуха сверху вниз, а знак
минус — при подаче сверху вниз нагретого воздуха.
Если холодный приточный воздух подается настильно на по-
толок, то струя может оторваться от потолка (рис. 92), пройдя
как настилающаяся струя расстояние:
для компактных струй
= 0,5Ze\ (209)
для веерных струй
XOTp = 0,4Zeft, (210)
где ХоТр — горизонтальное расстояние, м (рис. 92, a); ek —
= е°>35-°.7 — — величина, определяемая по рис. 92, б; h0 и Ьо -г
226
размеры, принимаемые по рис.
92, а (для круглых отверстий
&о = 1,13УГО).
В связи с отсутствием дан-
ных для расчета параметров
при входе струи в рабочую или
обслуживаемую зону и отрыве
струи от потолка расчет следу-
ет вести, как для ненастилаю-
щихся струй, руководствуясь
схемой III (рис. 88).
В табл. 14 приведены рас-
четные характеристики некото-
рых воздухораспределителей, а
в табл. 15 — формулы для их
расчета.
Расчет приточных струй ре-
комендуется вести в такой по-
следовательности:
выбрать тип воздухораспре-
делителя по табл. 14 и его раз-
Рис. 92. Характеристика струи холод-
ного воздуха, настилающейся и затем
отрывающейся от потолка:
а — схема отрыва; б — график дли опреде-
ления величины
меры;
принять схему подачи воздуха в помещение по рис. 88;
определить полное расстояние Хп (расстояние струи до РЗ
или ОЗ) или X для схем II и III (рис. 88);
сопоставить расстояния Хп или X с условиями, приведенными
в табл. 15, графа 6, и найти в той же таблице в графах 7 и 8 ос-
новные расчетные формулы;
определить начальную скорость воздуха v0 при выходе из
воздухораспределителя в его расчетном сечении Fo или щели Ьо
по формулам, приведенным в табл. 15, графа 7, основываясь на
заданном расстоянии до обслуживаемой зоны и заданной макси-
мальной скорости воздуха в этой зоне vx или в обратном потоке
о0бР:
определить производительность воздухораспределителя по
формуле Lo = Fo^o-3600 м3/ч; если полученная производитель-
ность удовлетворяет заданным условиям подачи воздуха, то про-
верить максимальную разность температур Д/х между темпера-
турой воздуха в рабочей или обслуживаемой зоне и экстремаль-
ной температурой в струе (минимальной при охлаждении и мак-
симальной— при нагревании помещения) в месте входа ее в ОЗ
или РЗ по формулам, приведенным в табл. 15, графа 8;
определить для схем II и III (рис. 88) разность температур
Д/обр между температурой воздуха в ОЗ или РЗ и экстремальной
температурой воздуха в обратном потоке, создаваемой приточ-
ной струей, по формулам, приведенным в табл. 15, графа 8.
Вышеприведенную методику расчета и выбора воздухорас-.
пределителей рассмотрим на примерах.
в*
227
Таблица 15. Формулы для расчета воздухораспределителей, приведенных в табл, 14 и на рис. 88
Способ выпуска и на- правление струй воз- духа № схемы на рис. 88 Тип струи Участок и характе- ристика струи Номер воздухорас- пределителя согласно тябл. 14 Условия, ограничива- ющие применение расчетных формул Формула для определения
п0 , м/с, в сечении или «О6Р1 ,»с
В пределах ОЗ или РЗ горизон- тальными струями I Ком- пактная Началь- ный, сво- бодная струя Решетки 3, 4 при параллельных на- правляющих Ап < У^о °* (211) Д/р (212)
Ха > т, У Fa Ац Ух —- (213) HiKbT/Fq Ы? Л П (214)
Основ- ной, сво бодная струя
Непол- ная ве- ерная Началь- ный, сво- бодная струя Воздухораспре- делитель 7 и ре- шетка 8 с углом Зо = 45*9О° Ха < ГП1 УЛ> (215) Д/р (216)
Основ- ной, сво- бодная струя Х„ > У^о Ап °* '— _ (217) fiiKtil/F о А/р Л п (218)
В верхней зоне го- ризонтальными струями, насти- лающимися на по- толок II Компакт- ная насти- лающая- ся Основ- ной, сво- бодная струя Воздухораспре- делители Л 2 и решетки 8, 4 при параллельных на- правляющих Хп <2,1 /Fa ха У2 — т^КвТ/ Fq ' (219) п,/(вУ F Q Д/р - ' - Л 41 (220)
zh 8+7i
Основ- ной, стес- ненная струя
Обрат- ный по- ток, в ОЗ или РЗ
В верхней зоне го- ризонтальными струями, не насти- лающимися на по- толок III Компак- тная Основ- ной, сво- бодная струя Воздухораспре- делители 1,2% решетки 3, 4 с параллельными направляющими
Основ- ной, стес- ненная струя
Компак- тная вна- чале Обрат- ный по- ток в 03 или РЗ
В верхней зоне струями, направ- ленными верти- кально вниз IV Ком- пактная Основ- ной, сво- бодная струя Насадки 7, 2 и решетки 5, 4 с параллельными направляющими
При значениях Ап/УЛт > 2,1 сле- дует принимать меныпее из зна- чений и0» полу- ченных по фор- мулам (221) и (223) Хп m^K°l/F° (221) УХП2 Д/р " “ vQm2 (222*)
10,5 -1/ Fn Vo&9 1/ С т2 Г Го (223) Уобр^ч Д/р Un/H2 (224)
Хп < 1,5 У Fa Хп V*—— "‘''I"7" (225) «iA'cV^o Д/^р ' - Хп (226)
При значениях ^n/VAn2> 1,5 сле- дует принимать меньшее из зна- чений w0) полу- ченных по фор- мулам (227) и (229) Хп их "«•F" (227) Д/р VQni2 (228*)
10,5 -1/ Fn Уобр 1/ Г Го (229) УобрМ1 Д/р Wo^l (230*)
Хп 1,5 /Го Хп /тиКвКнУ Fq К (231) MiAbV F о д/р ХпКп (232)
Способ выпуска и направление струй воздуха 1 № схемы на рис. 88 Тип струи Участок и характе- ристика струи Номер воздухорас- пределителя согласно табл. 14
В верхней зоне струями, направ- ленными верти- кально вниз м V* о IV । Ком- пактная ОСНОВ- НОЙ, стес- ненная струя Насадки /, 2 и решетки 3, 4 с па- раллельными на- правляющими
Непол- ная -ве- ерная Плафоны 5 и 6
Основ- ной, сво- бодная струя Основ- ной, стес- ненная струя Решетка 8 с не- параллельными направляющими
Плоская или из перфори- рованных воздухо- водов Основ- ной, сво- бодная струя Щелевые и пер- форированные выпуски 11, 12
Продолжение табл, 15
Условия» ограничи- вающие применение расчетных формул Формулы для определения
z/0 , м/с, в сечении ДГХ или Д/обр /С
—> 1,5 уг0 X ц t>x — hi i /Сс К вКн J/Fq (233) Ж z Дгр - и0/И1 (234*)
Хд < 1,5 У Fa 1 — > 1 У^п Л'п Vx Ш 1К с К аК Fq (235) rti-KcKay F□ ДГр Хакв (236)
i i Хп Vx —_ ГП^КйКлК нУ 7**о (237) ^iFb"V Fо Z2 хакв (238)
ха > I Хн t>x _ m [ К с /СвТСяу Fq (239) А/ РхП1 Д?р — (240*)
Xa^l /^i/CqTCh ’ Ьд (241) д *р 1/ — Кп г ха (242)
1
Осп ов- цой, стес- ненная струя хп>* ‘Vi. Ш^КсКдКп &0 (243) У1П1 Д*р uorii (244*)
В верхней зоне из плафонов V Полная веерйая То же Плафоны Я 10 0,5 < < 1,5 II Хп + г (245) Fq Д£р Хп 4" (246)
В ’Верхней зоне йз двух стр у иных плафонов VI Полная веерная рассеян- ная вер- тикаль- ная Основ- ной, вер- тикаль- ная струя Плафоны двух- струйной подачи 13 и 14 1?- 1 4“ Хп Ха > /ГЦ хп ‘ .,Ч1Т (Я7) Д^Р КпХд (248)
Основ- ной, на- стилаю- щаяся струя । 1 4“ Ха ТП% X п Т7Т\ Хп +1 Vx /п2уГо (249) Fo Д{₽ х . 1 Xa + l (250)
* Формулы пригодны для ориентировочных расчетов, так как нет данных испытаний.
§ 57. Распределение воздуха
через регулируемые решетки
Подачу воздуха по схемам I—III (рис. 88) часто проектиру-
ют через регулируемые решетки (РР), т. е. решетки с направ-
ляющими жалюзи, при помощи которых воздух выпускается
в любом направлении: вверх, вниз или в сторону. Устанавливая
жалюзи под различными углами, можно получать веерные струи,
а при установке жалюзи параллельно — компактные струи. Ре-
гулированием жалюзи можно увеличить или уменьшить дально-
бойность струи.
Регулируемые типовые приточные решетки (серия ОВ-02-137
вып. 4) бывают трех исполнений: А, Б и В. Решетками исполне-
ния А и В воздух может направляться вверх, вниз или горизон-
тально компактной струей; решетками в исполнении Б воздух
может выпускаться неполной веерной струей, раскрывающейся
в горизонтальном направлении.
Пример 31. Определить максимально допустимый расход воздуха че-
рез регулируемую решетку типа РР исполнения В размером 200 X600 мм
(Fo = 0,12 м2), которая подает воздух горизонтальной компактной струей
(см. табл. 14, поз. 4). По конструктивным соображениям принято две решет-
ки по ширине помещения. Решетки должны быть установлены на высоте
ftp > 0,8#п, т. е. выше рабочей или обслуживаемой зоны.
Размеры помещения: высота На = 5 м, ширина b = 12 м, длина в на-
правлении приточной струи I = 6 м. Высота рабочей зоны ft = 2 м. Объем
помещения V = 360 м3. Нормируемая скорость воздуха в рабочей зоне
^норм = 0,5 м/с. Рабочая разность температур Д/р = 5°С. Допустимая раз-
ность температур в рабочей зоне Д/ДОп = 0,5°С. Полное расстояние струи до
рабочей зоны Хп = 6 + 5— 2 м. Площадь поперечного сечения помещения,
приходящаяся на одну струю, Fn = 5-12/2 = 30 м2.
Решение 1. Принимаем установку решеток на высоте ftp = 0,8-5 = 4 м
от пола до оси решетки, при которой струи воздуха будут настилающимися
на плоскость потолка.
2. Принимаем схему подачи воздуха по рис. 88, а именно: для горизон-
тальной струи, настилающейся на потолок, будет схема II.
3. Для принятых условий по табл. 15, графа 6 находим, что для схе-
мы II при горизонтальной компактной настилающейся струе, выпускаемой
Хп
в верхнюю зону, ограничивающим условием будет<2,1.
И V
4. Уточняем ограничивающее условие: '
Хп 6 + 5-2
/Л, ~ /30
= 1,64 < 2,1.
5. Определяем начальную скорость воздуха, выходящего из воздухорас-
пределителя, по формуле (219), приведенной в табл. 15:
Хп 6 + 5-2
т2Кв/?0 6,4-1-/0,12 1
где их—максимальная скорость воздуха в рабочей зоне (для заданных усло-
вий, когда рабочие места находятся вне пределов прямого действия приточной
струи, она определяется по формуле (192); = 2иНоРм = 2,-0,5 = 1 м/с);
/Па—коэффициент затухания настилающейся струи, который по табл. 14,
232
графа 5 для решетки РР находим равным 6,4; Лв— коэффициент взаимодей-
ствия двух параллельных приточных струй, при расстоянии между решетками
/ = 6 м и //ХЕ = 6/9 ~ 0,67 >0,14 определяем по рис. 90: Къ = 1.
Так как струи компактные, настилающиеся и свободные, то в расчетной
формуле (219) нет коэффициентов Лс и Ли и их определять не надо.
6. Проверяем по формуле (209), обеспечивается ли условие настильности
струи по всей длине потолка, т. е. не будет ли отрыва струи от потолка для
компактных струй:
Хст> = 0,5Ze* = 0,5-17,8 0,68 = 6,05 > 6 м,
где Z— геометрическая характеристика струи, определяемая по форму-
ле (207);
Z = 5,45mvJ f____________= 5,45-6,4-41 / 0Л--— = 17,8;
1У (пД<р)2 (4,5-5)2
т = mi = 6,4 и п = п2 = 4,5 — определяются по табл. 14, поз. 4; Л/р =* 5°С
согласно заданным условиям; е* — величина, принимаемая по рис. 92,6 при
hjbo = 0,25/0.2 = 1,25. Тогда е* = 0,68.
Следовательно, отрыва струи от потолка не будет и нормируемая ско-
рость воздуха с^иорм = 0,5 м/с в рабочей зоне будет обеспечена.
7. Определяем максимальный расход воздуха через решетку и кратность
воздухообмена в помещении:
=Fcv0 3600=0,12 • 4 - 3600 = 1728 м3/ч;
1728-2 g обмен/ч.
360
8. Так как vHopw = 0,5 м/с будет в помещении обеспечена, то остается
проверить максимальную разность температур в рабочей зоне по форму-
ле (220), приведенной в табл. 15, графа 8:
=_____5-4,5-1 /0,12 = 087еС jcC
6 + 5-2
Допустимое значение Л/х из условия комфортности определяется по фор-
муле (193)
А/х = 2А/Доп = 2-0,5 = 1°С.
§ 58. Распределение воздуха струями,
направленными вверх
В настоящее время все большее применение в зданиях с мно-
гокомнатной планировкой находят водовоздушные СКВ с эжек-
ционными кондиционерами-доводчи-
ками. В этих системах воздух по-
дается струями, направленными
снизу вверх по схеме, приведенной
на рис. 93.
При расчете воздухораспределе-
ния по данной схеме максимальная
высота, которой может достигнуть
вертикальная струя воздуха, опре-
деляется по формуле
Рис. 93. Схема подачи приточ-
ного воздуха струей, направ-
ленной вверх:
/ — воздухораспределитель; 2 — ок-
но; 3 — отметка верхнего уровня
зоны ОЗ или РЗ
n r I 1 •-
4/макс = М / m/Ar2/?/ (251)
233
Максимальная площадь живого сечения приточной решетки,
м2, при которой возможна подача вертикальной струи холодного
воздуха общей длиной Хп, направленной снизу вверх (по схеме,
приведенной на рис. 93), составляет
В формулах М — коэффициент для свободной струи, равный
0,45, и для струи, настилающейся на стену, — 0,64; mi — коэф-
фициент, принимаемый по табл. 14; Аг — критерий Архимеда,
определяемый по формулам:
для неизотермических и веерных струй
Аг = Агк = 11,1 (253)
ОКр
для плоских струй
Аг - Агп = 19,62 У° » (254)
ОКр
где Fo — площадь выходного сечения, м2, Ьо — ширина выходной
щели воздухораспределителя, м; Lo — количество воздуха, вы-
пускаемого через воздухораспределитель, м3/ч; Хп — У + I +
+(ЯП — h)—длина факела по схеме, приведенной на рис. 93
(при / 0,7/п), м; Д/Р = tB — tn — рабочая разность температур
воздуха помещения и выходящего из воздухораспределителя, °C;
Уо — скорость воздуха при выходе из воздухораспределителя,
м/с; Токр — температура окружающего воздуха, К.
Максимальная скорость воздуха, а также разность между
температурой помещения на границе зоны ОЗ или РЗ и экстре-
мальной температурой воздуха в струе определяются по схеме II,
приведенной на рис. 88, и формулам (219)—(228) табл. 15. Зна-
чение Хп определяется по формуле (252) и соответствующей схе-
ме на рис. 93 при Fn = НпВ (где В — ширина помещения, при-
ходящаяся на одну струю, м).
При недостаточной дальнобойности факела в помещении мо-
гут образовываться застойные зоны. В связи с этим при подо-
конной установке воздухораспределителей, например эжекцион-
ных кондиционеров-доводчиков, максимальную глубину зоны
обслуживания /п рекомендуется принимать равной 6 м при Нп =
= 3,5 м и 5 м — при Яп “ 2,5 м. Промежуточные значения опре-
деляются интерполяцией.
Для помещений небольшой высоты (2,6 м) при центральных
СКВ рекомендуется воздухораспределители размещать у пола
и применять конструкции, обеспечивающие сравнительно мед-
ленное уменьшение скоростей в струе (mi Zjs 4,5). Скорость при
ш
выходе из воздухораспределителя рекомендуется принимать не
менее 1,25 м/с при &tp = 8,5°С.
При установке воздухораспределителей, обеспечивающих
быстрое уменьшение скоростей в струе (т> 2), скорость воз-
духа на выходе должна быть не менее 2,5 м/с при А/р = 8,5°С.
При режиме нагревания помещения лучше применять боль-
шие скорости выпуска воздуха: рабочая разность температур для
медленно затухающих струй воздуха рекомендуется 15—20°С,
а для быстро затухающих 35—40°С.
Пример 32. Рассчитать подачу воздуха (см. рис. 93) для ассимиляции
тепла в помещении размерами 4 Х5 м и высотой = 2,5 м при следующих
исходных данных: тепловыделения в помещении QK = 750 ккал/ч; количе-
ство подаваемого воздуха L = 600 м3/ч; высота обслуживаемой зоны h =
== 1,8 м; решетки устанавливаются на высоте yi — 0,3 м над полом; число
решеток — две, одинаковые по размерам и конструкции, типа РР (поз. 4 в
табл. 14); соответствующие значения тх = 4,5, лг2 = 6,4 и п2 = 4,5. Темпе-
ратура воздуха в помещении /в = 22°С.
Решение 1. Определяем необходимую рабочую разность температур
Д<р = -Qs— =----------_________= 4,35СС.
р Z.C7 600 0,24-1,2
2. Находим площадь живого сечения каждой из двух выпускных реше-
ток по формуле (252) при необходимой длине факела (см. рис. 93). Для этого
определяем
Хп = На — + 0,7/п + 7/п — h = 2,2 + 0,7-5 + 2,5 - 1,8 = 6,4 м.
Количество воздуха, выпускаемого через каждую решетку, LG = 600/2 =
= 300 м3/ч, тогда
рмакс
300
1,14
= 0,04 м2.
Принимаем Го = = 0,04 м2
3. Определяем скорость выхода воздуха из решеткп
300
3600-0,04
= 2,08 м/с.
Принятому значению т2 = 6,4 соответствует решетка с параллельными
направляющими, создающая компактную струю, поэтому для расчета следует
применить формулы (219)—(224). Площадь поперечного сечения помещения,
приходящаяся на одну решетку,
Fa = 4-2,5/2 == 5 м2
Находим отношение
Хп/Гп = 6,4/5 = 1,28 < 2,1.
Следовательно, для расчета нужно принять формулу (221).
4. Находим скорость воздуха в месте входа струи в обслуживаемую зону
vx = Уо = 2,08 6,4-О,8-1УЬ.О4 = 034
ХП а А
235
Коэффициент К9 находим по кривой 1 на рис, 89 при
X = 0<7Хп = °-7'6’4 «2; Кс = 0,8.
Коэффициент = 1, так как //Хж = 2/6,4 = 0,31 > 0,14 (см. рис. 90).
5. Определяем максимальную разность температур в месте входа струи
воздуха в рабочую зону по формуле (222): f
0,34-4.5
Л/х = 4,35-------== 0,47 С.
2,08-6,4
В результате расчетов находим, что скорость воздуха и разность темпе-
ратур в месте входа приточных струй в рабочую зону соответствуют норма-
тивным ограничениям.
§ 59. Распределение воздуха
через потолочные плафоны
Потолочными плафонами называются воздухораспределите-
ли, направляющие воздух радиально относительно оси отверстия,
по которому к ним подводится воздух.
Применяют плафоны различных конструкций: универсальные
тарельчатые типа ВУ, шестидиффузорные двухструйные типа
ВДШ, двухструйные типа ВДП и др. В зависимости от конструк-
ции плафона, скорости выпуска воздуха, рабочей разности тем-
ператур и уровня установки в помещении плафоны могут созда-
вать веерные струи, настилающиеся на потолок и затем на стены
помещения по схеме V рис. 88, или струи, направленные непо-
средственно в рабочую зону по схеме IV, а также те и другие по
схеме VI.
При подаче настилающимися струями плафон типа ВУ (рис.
94) устанавливается таким образом, что плоскость MN совпадает
с плоскостью потолка помещения; в некоторых случаях плафон
может быть опущен ниже потолка. Отражательный диск 5 для
распределения настилающимися струями должен быть опущен
ниже плоскости MN на 0,05 dQ (d0 — диаметр горловины), а при
подаче струями, направленными под углом вниз, отражающий
диск вдвигается в глубь диффузора на 0,01d0 от плоскости MN,
Для размещения плафонов потолок следует разделить на ква-
драты или прямоугольники с отношением сторон не более 3 : 2 и
размещать плафоны на пересечении диагоналей этих квадратов
или прямоугольников. Расстояние между центрами плафонов ре-
комендуется принимать в пределах от 10 до 20 диаметров гор-
ловины.
Характеристика струй, создаваемых различными плафонами,
приведена в табл. 15. Плафоны устанавливаются, как правило,
в плоскости потолка. Изготовляются плафоны различной формы:
круглые, квадратные и прямоугольные. Воздухораспределение
через плафоны рассчитывают, руководствуясь схемами IV, V
и VI (рис. 88) и формулами (245) — (250), приведенными в
23*
Рис. 94. Универсальный тарельчатый
плафон типа ВУ:
/ — фланец; 2 — патрубок; 3 — диффу-
зор; 4 — винт для регулирования положе-
ния диска; 5 — отражательный диск
Рис. 95. Шестидиффузорный двух-
струнный плафон типа ВДШ:
I диффузор; 2 — присоединительный па
трубок
табл. 15. Значения коэффициентов Ш] и п\ и приведены
в табл. 14.
Расчетом находят максимально допустимую скорость возду-
ха у0 в поперечном сечении горловины плафона Fo, исходя из
нормируемых значений скорости и разности температур в местах
входа струи в рабочую зону. Универсальный тарельчатый пла-
фон типа ВУ предназначен для подачи воздуха настилающимися
на потолок или направленными под углом вниз веерными
струями.
Для обеспечения средней скорости движения воздуха в рабо-
чей зоне помещения (до 0,2 м/с) через плафоны типа ВУ реко-
мендуется подавать не более 40 м3/ч на 1 м2 площади пола поме-
щения, а при скорости движения воздуха до 0,3 м/с —не более
48 м3/ч, что при высоте помещения, например, 4 м соответст-
вует 10—12-кратному обмену в час. Техническая характеристи-
ка универсальных тарельчатых плафонов типа ВУ приведена
в приложении 31.
Плафоны типа ВДШ (рис. 95) изготовляются шестидиффу-
зорными с круглыми пли квадратными диффузорами. Эти пла-
фоны дают струи, расходящиеся под углом в стороны и вниз,
поэтому они называются двухструйными. Площадь горловины
плафона этого типа следует принимать не более максимального
значения
№кс = 0,01 ЗХп, (255)
где Хп — расстояние до ОЗ или РЗ, м, определяемое по схеме VI
(рис. 88).
При соблюдении этого условия максимальные отклонения мест-
ных температур воздуха от средней температуры в ОЗ или РЗ
ориентировочно определяются по формуле
Д/ср < ± 0,08Д/р. (256)
Количества воздуха, которые рекомендуется подавать через
плафоны типа ВДШ, равны 50—60 м3/ч на 1 м2 площади пола
237
(1 г а /.•’’/.Яг-
Рис. 96. Двухструй-
ный потолочный пла-
фон типа ВДП:
1 —• присоединительный
патрубок; 2 — отража-
тельный перфорирован-
ный диск
помещения, что обеспечивает средние ско-
рости движения воздуха в ОЗ или РЗ соот-
ветственно 0,2—0,3 м/с.
Техническая характеристика шестидиф-
фузорных двухструйных плафонов типа
ВДШ приведена в приложении 32.
Двухструйные плафоны типа ВДП
(рис. 96) дают струи, настилающиеся на
потолок, и струи, поступающие в ОЗ или
РЗ через перфорированный диск. Техниче-
ская характеристика двухструйных потолоч-
ных плафонов типа ВДП приведена в при<
ложении 33.
При расчете двухструйных плафонов типа ВДШ и ВДП нуж-
но руководствоваться схемой VI рис. 88 и формулами (247)—
(250) табл. 15.
Пример 33. Распределить 80000 м3/ч воздуха через двухструйные
плафоны ВДП в помещении размером 18 X 90 м, высотой 6 м. Температура
воздуха в рабочей зоне Д = 20°С. Температура подаваемого воздуха ta =
= 12°С. Допускаемая скорость движения воздуха в рабочей зоне г'иорм =
= 0,25 м/с. Допускаемая разность температур в месте входа струи в РЗ
Д/х = 0,5°С.
Решение. Проектируем размещение плафонов на пересечении диагоналей
квадрата 9X9 м. Общее число устанавливаемых плафонов 2-10 = 20 шт.
Наиболее короткий путь воздушной струи до РЗ (по схеме VI рис. 88) Лп =
= 6 — 2 = 4 м; I = 9/2 = 4,5 м.
Для выбора формулы, при помощи которой находят данные плафонов
(табл. 15), определяем значение выражения
I + Кд ~ 4,5-f- 4 = 212
Хп 4
По табл. 14 находим значения коэффициентов т, = 0,35, п2 = 0,8 и
т2 — 1.
Отношение m2lmt = 1/0,35 = 2,83 > 2,12, следовательно, для расчета fo
пригодна формула (249);
п0= 0,25—+ ^’5-.
Ь/К>
Предварительно принимаем плафон ВДП-6 с Fo == 0,31 и2 (приложе-
ние 33), тогда
о0 = 0,25—-----= 3,84 м/с.
ь/одГ
Максимальная пропускная способность плафона
£п=ооЛг3600=3,84-0,31 -3600=4300 м3/ч.
Суммарная максимальная пропускная способность 20-и плафонов
== 20-4300 = 86000 м3/ч > 80000 м3/ч.
Проверяем возможность применения плафонов меньшего размера, т. е.
ВДП-5 с Fo = 0,2 м2 (приложение 33), тогда
v0 = 0,25 -А5--= 4,75 м 'с.
ь/од
Ш
Суммарная максимальная пропускная способность 20-и плафонов составит
SLn = 20-4,75-0,2-3600 = 68400 м3/ч<80000 м3/ч.
Принимаем плафоны ВДП-6.
Определяем максимальную разность температур воздуха в рабочей зоне
по формуле (250) в табл. 151
= о,42°С.
Из расчетов видно, что Д4 меньше Д/доп = 0,5°С.
§ 60. Распределение воздуха
через потолочные перфорированные панели
Подача воздуха через перфорированные потолочные панели
применяется главным образом в помещениях сравнительно не-
большой высоты, когда необходимо обеспечить резкое снижение
скорости и выравнивание температуры воздуха на малых рас-
стояниях до входа струи в ОЗ или РЗ.
Перфорированные панели имеют отверстия диаметром от 2
до 10 мм. Коэффициенты живого сечения перфорированных па-
нелей Дж.с рекомендуется принимать равными не более 0,05,
т. е.
7<1K.c = -yL£'<0’05’ (257)
где Fnan — общая площадь панели, м2; Дк.с — площадь живого
сечения, м2.
Коэффициент живого сечения панели определяют по формуле
^c = 0,785(t///)2, (258)
где d — диаметр отверстия, м; t — шаг отверстий, м.
Для хорошего распределения воздуха шаг отверстий прини-
мают t 4d, что соответствует значению Кт.с менее 5%. Пер-
форированные панели изготовляют различной формы: круглые,
квадратные и прямоугольные.
Схема изотермической струи, выходящей из отдельной пер-
форированной потолочной панели, которая занимает небольшую
часть потолка, приведена на рис. 97. Струя имеет участок фор-
мирования длиной начальный (Х2 — и основной (Хх—
— Х2) участки. На участке формирования из отдельных струй
образуется общая струя, развивающаяся затем по законам ком-
пактных струй.
Участок формирования общей изотермической струи имеет
незначительную длину, которая определяется по формуле
Xi = 5/, (259)
239
Рис. 97. Схема изотермической струи,
выходящей из перфорированной па-
нели
Рис. 98. Два способа подачи воздуха
через перфорированные панели:
а —- панели непосредственно связаны с
приточными воздуховодами; б — перфори-
рованные панели и воздуховоды связаны
через камеру давления; / — воздуховод:
.* - перфорированная панель; 3 — камера
статического давления
а расстояние от панели до начала основного участка струи,
выходящей из круглых, квадратных и прямоугольных пане-
лей
Х, = 4&0. (260)
В формулах (259) и (260) t — шаг между осями отверстий
в панели, м; Ьо — ширина панели, м; для круглых панелей Ьо =
= 0,89 РПан (где Рпан — диаметр панели, м).
Угол а0 раскрытия общей изотермической струи, выходящей
из круглой перфорированной панели, практически постоянен и
равен 18—20°.
При выходе из прямоугольных панелей с отношением сторон
Ьо: а = Ю-т-20 на расстоянии до 1560 струи раскрываются во
все стороны под тем же углом (18—20°).
Различают два варианта подачи воздуха через перфориро-
ванные панели. В первом варианте (рис. 98, а) панели присое-
диняются непосредственно к распределительному воздуховоду,
во втором варианте (рис. 98, б) воздух подается в пространство
между подшивным потолком и перекрытием помещения, обра-
зующее камеру статического давления. В эту камеру вводится
обычно воздуховод равномерной раздачи с выпуском воздуха
вверх для выравнивания условий работы панелей, вмонтирован-
ных в подшивной потолок. Более равномерная работа панелей
достигается при втором варианте подвода воздуха к ним при
условии надлежащей герметизации камеры статического дав-
ления.
Скорость выпуска воздуха в живом сечении панели рекомен-
дуется принимать 4 м/с.
Максимально допустимая рабочая разность температур воз-
духа Л/р = tB — tn определяется расчетом по формулам
М. И. Гримитлина, приведенным ниже.
Перфорированные панели рекомендуется размещать рав-
2М
номерно на потолке обслужи-
ваемого помещения. Общая
площадь, занятая панелями, не
должна превышать 50% пло-
щади потолка. При этом усло-
вии, а также когда граница ОЗ
или РЗ помещения находится
в пределах начального участ-
ка струи Х=Нп — h : 46 ^Х2,
где X — расстояние от границы
ОЗ или РЗ до потолка. Сред-
нюю из максимальных скорос-
тей воздуха на заданном рас-
стоянии X Х2 от панели, со-
поставимую с нормируемой
скоростью воздуха пНорм, следу-
ет определять по формуле
(261)
Рис. 99. График для определения ко-
эффициента Кс стеснения струй воз-
духа:
а — выходящих из квадратных и круглых
панелей; б — выходящих из вытянутых
прямоугольных панелей
а среднюю из максимальных
разностей температур воздуха
в ОЗ или РЗ, сопоставимую с
допустимой разностью темпе-
ратур Д/доп, — по формуле
(262)
где По—скорость воздуха в живом сечении панели, м/с; Д/р —
рабочая разность температур, °C; Лж.с — коэффициент живого
сечения панели; р — коэффициент расхода при нормальном под-
воде воздуха к панели, например из камеры статического давле-
ния (см. поз. 3 на рис. 98, б); у. = 0,75 при б 0,5d и ц=1
при б > d (где б — толщина панели; d — диаметр отверстия);
при выпуске воздуха через панели, присоединенные к воздухо-
воду равномерной раздачи (см. поз. 1 на рис. 90, а) р = 0,5;
Кв~ коэффициент для учета взаимодействия струй, выходя-
щих из расположенных рядом панелей (см. рис. 93); /Сс — коэф-
фициент для учета стеснения струй (рис. 99), где Fi и соот-
ветственно площадь и ширина потолка, приходящиеся на одну
панель; Ля — коэффициент для учета неизотермичности струй,
определяемый при выпуске холодного воздуха по графику
рис. 100; при этом величина А на абсциссе графика для пане-
лей:
квадратных и круглых
А = 0,009—
х*
У с
(263)
241
Рис. 100. График для определения коэффи-
циента Kn=f(A), учитывающий неизотер-
мичность при выпуске воздуха через перфо-
рированные панели
вытянутых прямоугольных
Мр Г хз
л=0’01 р2/<с3 ]/ ьокк_с >
(264)
где Гпан—площадь круглой или квадратной панели, м2; Ьо~^
ширина прямоугольной панели, м; Х=Н-а—h, м; Яп— высота
помещения, м; h — высота обслуживаемой или рабочей зо-
ны, м.
В тех случаях, когда верхняя граница ОЗ или РЗ находится
в пределах основного участка струи, X > Х2, а суммарная пло-
щадь панелей 2Гпан < 0,5ГПот, средняя из максимальных ско-
ростей воздуха пх2, сопоставимая с нормируемой его скоро-
стью Унорм, определяется для прямоугольных панелей по фор-
муле
^2 = ^x1^/ Ь^Х. (265)
Средняя из максимальных разностей температур в ОЗ или
РЗ, сопоставимая с допустимой разностью температур воздуха
для прямоугольных панелей, определяется по формуле
(266)
Для квадратных и круглых панелей соответственно
= 1(267)
242
Д/х3 — 1,13Д/Х1п
(268)
где т — коэффициент, характеризующий падение осевых скоро-
стей в струе (для квадратных и круглых панелей при нормаль-
ном подводе воздуха т = 4, для прямоугольных вытянутых па-
нелей при нормальном подводе воздуха т = 2, для всех панелей
при касательном подводе воздуха из воздуховодов равномерной
раздачи т = 1,8); п « 0,82 — коэффициент, характеризующий
уменьшение разности температур по оси струи. Остальные обо-
значения приведены ранее.
Если перфорированные панели, через которые выпускается
воздух, занимают всю площадь потолка, т. е. 2Епан = Лют, то
среднюю из максимальных скоростей воздуха, сопоставимую
с нормируемой его скоростью, следует определять по формуле
(269)
а среднюю из максимальных разностей температур — по фор-
муле
(270)
где i — коэффициент, характеризующий падение количества дви-
жения на участке формирования струи, определяемый по графи-
ку рис. 101; Ли — коэффициент для учета неизотермичности
струи на участке ее формирования, определяемый по графику
рис. 100, при
Л = 0,1
Д<Р
(271)
d
где d — диаметр отверстия, м.
Остальные обозначения анало-
гичны приведенным для фор-
мул (261) — (268).
Согласно исследованиям
М. И. Гримитлина при подаче
охлажденного воздуха через
перфорированный потолок
влияние гравитационных сил,
вызывающих увеличение ско-
ростей воздуха в струе, сказы-
вается главным образом на
участке формирования струи
(Xj = 5/, см. рис. 97). В даль-
нейшем это влияние практичес-
кого значения не имеет.
Рис. 101. График для определения
коэффициента i при 2/7пад=/7пот, учи-
тывающий падение количества движе-
ния на участке формирования струи
243
Пример 34. Рассчитать воздухораспределение через потолочные пер-
форированные панели для помещения лаборатории размерами 6 X 24 м, вы-
сотой 4,8 м. Тепловая нагрузка помещения (количество тепла, подлежащее
ассимиляции подаваемым воздухом) составляет 15 000 ккал/ч. Высота ОЗ илн
РЗ h = 2 м. По технологическим требованиям удоп = 0,5 м/с и Д/дОп — 0,5°С.
Воздух к панелям подводится воздуховодом равномерной раздачи. Требуется
определить минимально необходимое количество воздуха L, размеры, число
и коэффициент живого сечения панелей, среднюю из максимальных скоростей
движения воздуха vT и разность температур воздуха в ОЗ или РЗ, со-
поставив с заданными.
Решение 1. Предварительно задаемся рабочей разностью температур
д/р = 6°С. Тогда требуемое количество воздуха
L =
15 000
0,24-1,2-6
= 8720 м:\ч.
2. Принимаем скорость воздуха на выходе из панелей и0 = 3 м/с. Необ-
ходимую суммарную площадь живого сечения панелей
8720
3-36U0
- 0,8 м<
3. Конструктивно в каждом модуле помещения размером 6X6 м разме-
щаем 4 панели размером 0,4X5 м. Общее число панелей 4\4= 16 шт.
Суммарная площадь панелей
ZFnan = 16-0,4-5 = 32 м2 < 0,5FnoT.
4. Требуемый коэффициент живого сечения
Лж.с = 0,8/32 = 0,025.
5. Определяем, в пределах какого участка струи находится верхняя гра-
ница ОЗ или РЗ помещения [формула (260)]:
X = Яп — h = 4,8 — 2 = 2,8 м;
так как 4&0 = 4-0,4 = 1,6, то X > 4&0, следовательно, верхняя граница ОЗ
или РЗ находится в основном участке струи, и расчет скорости воздуха =
= Vi2 следует вести по формуле (265).
6. Определяем по формуле (261) значение Оц. Предварительно находим
значения вспомогательных коэффициентов Кс, Кв, Кп.
Кс находим по графику рис. 99; при отношении Х/В} = 2,8/1,1 =2,54,
где В[ = 1,5 — 0,4 = 1,1 м — расстояние между гранями панелей, Кс = 0,35;
Кв находим по графику рис. 90.
Отношение расстояния между панелями В[ к длине струи от выхода из
панели до входа в ОЗ или РЗ, равной Ха = X = 2,8 м, составляет 1,1 :2,8 ~
= 0,4 >0,14, поэтому, согласно графику, коэффициент, учитывающий взаимо-
действие струй, Кв = 1.
Кн находим по графику рис. 100, для чего по формуле (264) определяем
значение величины Д:
А = С,01___------]/______2’83. . = 7,3.
З2-0,35з р 0,4-0,025
Тогда Кн = 2,6.
Подставляя найденные значения в формулу (261), получаем
flxi = 3-0,35-1-2,6]/0,025/0,5 = 0,6 м/с.
244
Коэффициент расхода принят равным 0,5, исходя из условия присоедине-
ния панели к воздуховодам равномерной раздачи.
7. По формуле (265) находим
0x2 = 0,6- 1,8]Ю,4/2,8 = 0,41 м/с,
8. Среднюю из максимальных разностей температур в ОЗ или РЗ Л/х2
определяем по формулам (262) и (266);
Д/х. = 6-----1----у' 0,025 0,5 = 1,45СС;
1 0,35-2,6 г
Д/х2 = 1Л5 -0,82^0,4/2,8 = 0,45°С.
Таким образом, полученные результаты удовлетворяют заданию, по-
скольку Cxj ^доп 0,5 м/с И Л^х2 А^доп = 0,5°С.
Проверим возможность увеличения рабочей разности температур с целью
уменьшения требуемого воздухообмена. Так как аналитические формулы,
связывающие А/р с величинами А/х и Апх, не позволяют найти непосредствен-
ную зависимость между ними, задача решается методом проб.
9. Увеличим рабочую разность температур А/р до 8°С. Тогда требуемое
количество воздуха
15 000
0,24-1,2-8
= 6500 м3/ч.
10. Необходимая площадь живого сечения панелей при и0 = 3 м/с
11. Число и размеры панелей оставляем без изменений по предыдущему
расчету. Тогда требуемый коэффициент живого сечения
Лж.с = 0,6/32 = 0,019.
12. Определяем Иц по формуле (261), коэффициенты Кс и Л’в принимаем
по предыдущему расчету.
Значение Л’н находим по графику рис. 100.
Предварительно вычисляем величину А по формуле (264)
А = 0,01--§-----1 Z- -’83— = 11,1; К„ = 2,9.
32-0,35» |/ 0,4-0,019 ’ ’ «
Тогда
нХ1 = 3-0,35-1’2,9уо,019/0,5 = 0,59 м/с < иДоП = 0,5 м/с.
13. Значение находим по формуле (265)
Ух2 = 0,59-1,8у0,4/2,8 = 0,41 м/с.
14. Значение находим по формуле (262)
д^, = 8——!--------1 Z °-019. = 1,54°С.
1 0.35-2,9 |/ 0.5
15. Значение А^2 находим по формуле (266)
Д/к2 = 1,54-0,82уо,4/2,8 = 0,48сС < /ДОп = 0,5°С.
Полученные результаты также удовлетворяют заданию.
Расчеты показывают, что увеличение рабочей разности температур бо-
лее 8°С недопустимо вследствие того, что \/Х2>Л/Доп = 0.5оС. Следовательно,
245
наиболее экономичен вариант с рабочей разностью температур Д/Р=8°С и ко-
личеством подаваемого воздуха 1 = 6500 м3/ч.
Г л а в а XI
ЗАЩИТА ОТ ШУМА
В СИСТЕМАХ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 61. Основные акустические понятия
и нормирование шумов
Звук как физическое явление представляет собой волновое
движение упругой среды, а как физиологическое явление он опре-
деляется ощущением, воспринимаемым органом слуха. Звук,
распространяющийся в воздухе, называется воздушным, а в
строительных конструкциях и в любых твердых телах — струк-
турным. Звуки, вызываемые ходьбой, перемещением мебели и
т. п., называются ударным шумом.
Шумом принято называть всякого рода звуки, мешающие
восприятию желательных звуков или нарушающие тишину, а
также звуки, оказывающие вредное или раздражающее дейст-
вие на организм человека.
Скоростью звука в какой-либо среде называется скорость рас-
пространения звуковой волны в этой среде. Скорость звука
в воздухе при температурах 15—25°С равна примерно 340 м/с.
С повышением температуры среды скорость звука увеличива-
ется.
В качестве основных величин, участвующих в нормировании
и расчетах по шумоглушению, принимаются звуковое давление р
и его уровень L. Звуковое давление р — это разность между
мгновенным давлением и средним, которое наблюдается в среде
при отсутствии звукового поля. Звуковое давление выражается
в килограмм-силах на квадратный метр (кгс/м2) или в паскалях
(Па), уровень звукового давления — в децибелах (дБ).
Уровень звукового давления L определяют по формуле
Z, = 20lg_^, (272)
Pq
где рСр — среднеквадратичное значение звукового давления в
точке измерения, кгс/м2; ро = 2-10“6 кгс/м2 — пороговое значе-
ние звукового давления.
Среднеквадратичное значение звукового давления определя-
ется через мгновенные значения по формуле
где I — текущее время, с; Т— период усреднения, который в
практических расчетах принимают равным 50—100 мс.
246
Зависимость звукового давления от времени можно предста-
вить в виде суммы конечного или бесконечного числа простых
синусоидальных колебаний давления. Каждое простое колеба-
ние характеризуется среднеквадратичным значением давле-
ния и числом колебаний в секунду, т. е. частотой. Единица
частоты колебаний герц (Гц); одно колебание в секунду —
1 Гц.
Зависимость среднеквадратичных значений давлений этих
синусоидальных составляющих (или соответствующих им уров-
ней в децибелах) от частоты называется частотным спектром
звука.
При акустических расчетах СКВ считают, что квадрат
среднего звукового давления равен сумме квадратов средних
давлений спектральных составляющих:
"2 , ~2 । "2 , . 2
р2 — Pi + Рг + рз + • —h Рп •
(274)
При определении спектра указывают соответствующую ши-
рину октавных полос. Октавной называется полоса частот, в ко-
торой конечная частота в два раза, а среднегеометрическая в
1,41 раза больше начальной.
Весь слышимый диапазон разделяют на восемь октавных по-
лос со среднегеометрическими
частотами 63, 125, 250, 500,
1000, 2000, 4000 и 8000 Гц.
§ 62. Допустимые уровни
звукового давления
в помещениях
Интенсивность шума оце-
нивается по номеру предель-
ного спектра, который числен-
но равен уровню звукового
давления в октавной полосе со
среднегеометрической частотой
1000 Гц.
Предельные спектры (ПС)
изображены на рис. 102.
Кривая каждого предельно-
го спектра характеризует до-
пустимые по санитарно-гигие-
ническим нормам уровни зву-
кового давления в диапазоне
частот от 63 до 800 Гц при
заданном уровне давления на
среднегеометрической частоте
1000 Гц.
200) Ш
СреОнегамтрическив частот
отобных пот, Гц
Рис. 102. Предельные спектры
W
Допустимые уровни звукового давления £доп принимаются
в зависимости от назначения помещения и определяются номе-
ром предельно допустимого для каждого случая спектра. Для
производственных помещений допустимые уровни звукового дав-
ления следует принимать по данным табл. 16, для жилых и об-
щественных зданий — по данным табл. 17.
Таблица 16. Допустимые уровни звукового давления £доп от вентилятор-
ных установок в производственных помещениях на постоянных рабочих местах
Наименование помещения
Среднегеометрические частоты октавных
полос, Гн
68 | 1?5 ] 250
500 1000 2000 4000 8000
Помещения точной сборки, счетно-вычи-
слительных машин, машинописные бюро
Помещения лабораторий, табуляторов,
перфораторных, магнитных барабанов,
дистанционного управления
Постоянные рабочие места в производ-
ственных помещениях и на территории
предприятий
83 74
94 87
99 92
68
82
86
Таблица 17. Допустимые уровни звукового давления £доп в помещениях
общественного и коммунального назначения, зрелищных предприятий и
лечебных учреждений
Наименование помещения Среднегеим трические частоты октавных полос, Г11
63 125 250 500 1000 | 2000 4000 8000
Палаты больниц и санаториев, опера- ционные больниц 51 39 31 24 20 17 14 13
Жилые комнаты квартир, спальные по- мещения детских учреждении, домов отдыха 55 44 35 29 25 22 20 18
Кабинеты врачей больниц, санаториев и поликлиник, концертные залы, номера гостиниц и комнаты в общежитиях 59 48 40 34 30 27 25 23
Классы и аудитории в школах и учеб- ных заведениях, конференц-залы, чи- тальные залы и зрительные залы теат- ров, клубов, кинотеатров 63 52 45 39 35 32 30 28
Рабочие помещения управлений, поме- щения конструкторских бюро 71 61 54 49 45 42 40 38
Залы кафе и ресторанов, столовые, фойе театров и кинотеатров 75 66 59 54 50 47 45 43
Торговые залы магазинов, спортзалы, пассажирские залы вокзалов, парикма- херские 79 70 62 58 55 1 52 50 49
Примечание. Допустимые уровни звукового давления, создаваемые
установками кондиционирования воздуха, следует принимать на 5 дБ ниже
указанных в табл. 16 и 17.
248
§ 63. Источники шума
в системах кондиционирования воздуха
В СКВ основными источниками аэродинамического шума
являются вентиляторные установки. Кроме того, шум создается
при движении воздуха в воздуховодах, каналах и воздухораспре-
делителях. Спектр аэродинамического шума вентиляторных
установок состоит почти из всех частот диапазона от 63 до
8000 Гц.
Общий уровень звуковой мощности аэродинамического шума
вентиляторов, если он не указан в паспорте завода-изготовителя,
определяется отдельно для стороны всасывания и стороны на-
гнетания по формуле
^общ + 25 1g Я + 10 1g Q + 8, (275)
где L — критерий шумности, зависящий от типа и конструкции
вентилятора, дБ, принимаемый по табл. 18; Q — производитель-
ность вентилятора, м3/с; Н — полное давление, создаваемое вен-
тилятором, кгс/м2; 6 — поправка на режим работы вентилятора,
дБ (см. примечание к табл. 18).
Октавные уровни звуковой мощности вентилятора, излучае-
мой в вентиляционную сеть, определяются по формуле
= £РЛ — AAj + Aio. (276)
где AZj — поправка, учитывающая распределение звуковой мощ-
ности вентилятора по октавным полосам, дБ (определяется по
табл. 19); kL2— поправка, учитывающая влияние присоединения
вентилятора к сети воздуховодов, дБ (определяется по табл. 20).
Таблица 18. Значения критерия шумности L для вентиляторов, дБ
Сторона вентилятора Тип и серия вентилятора
о со 32 ВРС Ц13-50 ю г- LO ю О О) ввд о о 5 КЦ4-84В К ЦЗ-90
Нагнетательная 41 44,5 47,5 48 41 52 52
Всасывающая 38 40 43,50 40 38 48 48
Примечания: 1. Значение поправки 6 при отклонении режима работы
вентилятора не более чем на 20% от режима с максимальным КПД принима-
ется равным 2 дБ, при отклонении более чем на 20%—4 дБ, при работе с мак-
симальным КПД 6=0. 2. При неплавном подводе воздуха к входному патруб-
ку вентилятора или установке дросселя во входном патрубке к значениям,
указанным в табл. 18, надо добавлять: для центробежных вентиляторов 4 дБ,
а для осевых — 8 дБ. Условия плавного подвода воздуха обеспечиваются, ко-
гда прямой участок воздуховода на всасывающей стороне имеет длину Z^2d.
249
Таблица 19. Поправки ДЬь учитывающие распределение звуковой
мощности вентилятора по октавным полосам, дБ
Среднегеометрические частоты октавных полос» Гц Центробежные вентиляторы Осевые вентиляторы
с лопатками, загну- тыми вперед с лопатками, загну- тыми назад
(32) (6) (15) (18)
63 6 11 13
125 6 7 8
250 6 5 9
500 9 6 5
1000 13 9 7
2000 17 16 10
4000 21 21 16
8000 26 26 23
(16000) (31) (31) (30)
Примечания: 1. Приведенные в табл. 19 данные без скобок соответ-
ствуют вентиляторам с числом оборотов от 710 до 1400 в минуту. 2. При час-
тоте вращения от 1410 до 2800 об/мин весь спектр следует сдвинуть на строч-
ку вниз, а от 350 до 690 об/мин—на строчку вверх, принимая для крайних ок-
тав значения, указанные в скобках. 3. Центробежные вентиляторы с лопатка-
ми, загнутыми вперед: ЦВ-50, Ц9-57, Ц9-55, ВВД, ЦП7-40, Ц6-46, ВДН,
Ц12-90, ВРС, а с лопатками, загнутыми назад; Ц4-70, Ц4-76, Ц4-100, КЦЗ-90
и КЦ4-84В.
Кроме шума, создаваемого вентилятором, возможно генери-
рование шума по пути движения воздушного потока в различных
элементах воздухораспределительной сети: дроссель-клапанах\
тройниках, диафрагмах, плафонах, решетках, отводах и т. п.
С целью снижения уровня шума, возникающего в перечис-
ленных выше элементах, рекомендуется для общественных зда-
ний ограничивать скорости движения воздуха в магистральных
воздуховодах 6 м/с, а в ответвлениях — 4 м/с. Для производст-
венных зданий эти скорости могут быть значительно большими
и должны определяться расчетом в зависимости от допустимого
уровня звукового давления (номера предельного спектра).
Общий уровень звуковой мощности шума, создаваемого дрос-
сель-клапанами, шиберами, вентиляционными решетками, пла-
фонами и другими воздухораспределительными устройствами,
определяется по формуле
АРобщ = 60 Ig v + 301g 5 + 10 Ig F + Б, (277)
где v — скорость воздуха на входе в устройство, подсчитанная
по площади подводящего воздуховода (патрубка), м/с; £ —
коэффициент аэродинамического сопротивления рассматриваемо-
го устройства (для дисковых плафонов ВНИИГС £=4; для ане-
мостатов и плафонов с настилающейся струей, а также для при-
точных и вытяжных решеток при живом сечении 70% £ = 2);
F — площадь поперечного сечения подводящего воздуховода, м2;
250
Таблица 20. Поправка AL2, учитывающая влияние присоединения вентиля-
тора или дросселирующего устройства к сети воздуховодов
Корень квадратный «з площади попереч- ного сечения патруб- ка вентилятора нли воздуховода» мм Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000
100 23,5 18 13 7,5 3 0,5
125 21,5 16,5 11 6,5 2 0,5
140 21 15 10,5 5,5 1,5 0
160 19,5 14,5 9,5 4,5 1 0
180 19 13,5 8,5 4 1 0
200 18 13 7.5 3 1 0
225 17 11,5 7 2,5 0,5 0
250 16 И 6 2 0,5 0
280 15,5 10,5 5,5 1.5 0 0
315 14.5 9,5 4,5 1 0 0
355 13,5 8,5 4 1 0 , 0
400 12,5 7,5 3 0,5 0 0
450 12 6,5 2,5 0,5 0 0
500 11 6 2 0,5 0 0
.560 10,5 5,5 1.5 0 0 0
630 9,5 5 1 0 0 0
710 8,5 4 1 0 0 0
800 7,5 3 1 0 0 0
900 7 3 0,5 0 0 0
1000 6 2 0,5 0 0 0
1250 4,5 1 0 0 0 0
1400 4 1 0 0 0 0
1600 3 0,5 0 0 0 0
Примечание. На частотах 4000 и 8000 Гц поправка ДД2 = 0.
Б — поправка, дБ, зависящая от типа устройства (для дроссель-
клапанов, анемостатов, дисковых плафонов Б = 6, плафонов
ВНИИГС Б = 13, решеток Б = 0).
Октавные уровни звуковой мощности шума, создаваемого
в плафонах и решетках, рассчитываются по формуле (276), при-
нимая поправки AL] по табл. 21.
Таблица 21. Поправки Aju учитывающие распределение звуковой мощно-
сти шума плафонов и решеток по октавным полосам, дБ
Тия устройства Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Анемостат Плафон ВНИИГС с отрывной 6 7 8 10 11 12 22 28
струей 8 7 5 9 15 20 26 30
То же, с настилающейся струей Дисковый плафон 7 7 5 7 15 23 28 30
7 7 8 7 10 16 22 28
Решетка 13 8 8 8 8 8 13 18
251
§ 64. Расчет октавных уровней звукового давления
Расчет следует производить для постоянных рабочих мест
или расчетных точек в помещении, наиболее близко расположен-
ных к источникам шума, т, е. рассматривать более короткую
ветвь воздуховодов.
В общем случае акустический расчет следует делать для
каждой из восьми октавных полос слухового диапазона — 63,
125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц. Однако для центральных
СКВ при наличии разветвленной сети воздуховодов допускается
производить расчет только для частот 125 и 250 Гц с округлени-
ем конечного результата до целого числа децибел. Кроме того,
рекомендуется расчет производить и для частоты 1000 Гц, кото-
рая является номером допустимого спектра шума в октавных по-
лосах.
Октавные уровни звукового давления в расчетных точках на-
длежит определять следующим образом.
Случай 1. Источник шума (вентиляционная решетка, пла-
фон, автономный кондиционер и т. п.) находится в рассматривае-
мом помещении. Помещение обычное, к которому не предъявля-
ются специальные требования по акустике. Октавные уровни зву-
кового давления, создаваемого одним источником шума, следует
определять по формуле
A = LPB-101gB + A + 6,
где октавный уровень звуковой мощности источника шу-
ма, дБ, определяемый по формуле (276); В — постоянная поме-
щения с источником шума в рассматриваемой октавной полосе,
м2. Постоянная помещения В на расчетной частоте равна посто-
янной помещения на частоте 1000 Гц, умноженной на постоян-
ный частотный множитель щ т. е. В = ц Вюоо- Значение Вюоо опре-
деляется по табл. 22 и рис. 103, а множитель р. — по табл. 23; Д —
поправка на расположение источника шума. Если источник шума
Таблица 22. Характеристика помещений
Описание и назначение помещения
Характеристи-
ка помещения
Помещения без мебели, с небольшим количеством людей (на-
пример, металлообрабатывающие цехи и т. п.)
Помещения с жесткой мебелью и небольшим количеством лю-
дей (например, кабинеты, лаборатории, деревообрабатываю-
щие и ткацкие цехи и т. п.)
Помещения с мягкой мебелью и большим количеством людей
(например, помещения административных зданий, залы засе-
даний, аудитории, рестораны, универмаги и т. п.)
Помещения со звукопоглощающей облицовкой потолка и стен
(например, радио- и телестудии, вычислительные центры и т.п)
а
б
в
252
Объем помещения м5
Рис. 103. Номограмма для определения постоянной помещения В
Таблица 23. Значения частотного множителя р.
Объем поме тения т/, м8 Среднегеометрическая частота, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
¥<200 0.8 0.75 0,7 0,8 1 1,4 1,8 2,5
200<¥<500 0,65 0,62 0.64 0,75 1 1,5 2,4 4,2
¥>500 0,5 0,5 0,55 0,7 1 1,6 3 6
расположен в рабочей зоне, то для всех частот А = 3 дБ, если
выше рабочей зоны — А = 0.
Случай 2, Шум от вентилятора или элемента установки
распространяется по воздуховодам и излучается в помещение
через воздухораспределитель (решетку, плафон и т. п.). Поме-
щение обычное, т. е. такое, к которому не предъявляются спе-
циальные требования по акустике. Октавные уровни звукового
давления в помещении определяются по формуле
Щ = LPb - bLPg - 10 Ig В + A 4- 6, (278)
где А£рв — суммарное снижение (потери) уровня звуковой мощ-
ности шума вентилятора или элемента установки в рассматри-
ваемой октавной полосе по пути распространения звука по воз-
духоводам (см.§ 65).
§ 65. Снижение уровней звуковой мощности
вентиляционной сети
Снижение уровней (потери) звуковой мощности в прямых
участках металлических воздуховодов прямоугольного сечения
на один метр длины определяется по данным табл. 24.
253
Таблица 24 « Потери звуковой мощности в прямых участках металлических
прямоугольных воздуховодов, дБ
Поперечное сечение возду- ховодов, мм Среднегеометрические частоты октавных полос. Гц
63 125 250 500-800
160X160 0,4 0.4 0,3 0.2
500X500 0,4 0,4 02 0,1
юоохюоо 0,3 0,2 0,1 0,03
Примечания: 1. Для промежуточных размеров воздуховодов сниже-
ние уровней звуковой мощности определяется интерполированием. 2. Сниже-
ние уровней звуковой мощности в металлических воздуховодах круглого сече-
ния не учитывается.
Таблица 25. Потери звуковой мощности в необлицованных поворотах
прямоугольных воздуховодов, дБ
Размер воздуховода в плоскости поворота, мм Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
100 0 0 0 0 3 8,5 7 5
160 0 0 0 1,5 7.5 8 5,5 6
200 0 0 0 3 8,5 7 5 6,5
250 0 0 0,5 5,5 8.5 6,5 5 7
315 0 0 1 7 8 5,5 6 7,5
400 0 0 3 8.5 7 5 5,5 7,5
500 0 0,5 5,5 8,5 6,5 5,5 7 8
630 0 1,5 7 8 5 6 7,5 8
800 0 3 8,5 7 5 6,5 7,5 8
1000 0,5 5,5 8,5 6,5 5,5 7 8 8
1250 1,5 7,5 8 5 6 7,5 8 8
1600 3 8,5 7 5 6,5 7,5 8 8
2000 5,5 8,5 6,5 5 7 8 8 8
Примечание. При угле поворота, равном и менее 45°, снижение уров-
нен звуковой мощности не учитывается.
Потери звуковой мощности в прямоугольных необлицован-
ных поворотах воздуховодов определяются по данным табл. 25.
Для плавных поворотов и прямых колен воздуховодов с на-
правляющими лопатками снижение уровней звуковой мощности
определяется по данным табл. 26.
Потери звуковой мощности при резком изменении попереч-
ного сечения воздуховода для всех частот как для расширения,
так и для сужения определяются по данным табл. 27.
При плавном переходе сечения воздуховода снижение уров-
ней не учитывается. Потери звуковой мощности в фильтрах и
калориферах не учитываются.
Потери звуковой мощности в разветвлении (ответвлении)
воздуховода для всех частот определяются по табл. 28.
254
Таблица 26. Потери звуковой мощности для плавных поворотов и прямых
колен воздуховодов с направляющими лопатками, дБ
Ширина или диаметр поворота, мм Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
125-250 0 0 0 0 1 2 3 3
260—500 0 0 0 1 2 3 3 3
510—1000 0 0 1 2 3 3 3 3
1100—2000 0 1 2 3 3 3 3 3
Таблица 27. Потери звуковой мощности при резком изменении поперечного
сечения воздуховода
1 =4 । Снижение уровней звуковой мощности, дБ
Отношение площадей поперечного сечения
FJF. F./f\
0
0,5
1
0,5
Примечание. Л и F2 — площади поперечного сечения воздуховода до
и после изменения сечения, м2.
Таблица 28. Потери звуковой мощности в ответвлении воздуховода, дБ
Отношение F маг отв Отношение Гмг/Гтв
1 2 з 4 5
0,1 10 10 10 10 10
0,2 9,5 10 10 10 10
0,3 7 10 10 10 10
0,4 5 8 10 10 10
0,5 3,8 7 8,5 10 10
0,6 2,5 5,7 7,4 8,6 9,5
0,7 1,8 4,8 6,5 7,8 8,5
0,8 1 4 5,8 7 8
0,9 0,5 3,4 5,1 6,5 7,5
1 0 3 4,8 6 7
Примечания: 1. FMar — площадь поперечного сечения магистрального
воздуховода перед разветвлением, м2; FOtb — площадь поперечного сечения рас-
сматриваемого ответвления воздуховода, м2; 2FOTB— суммарная площадь по-
перечных сечений всех ответвлений данного разветвления, м2. 2. Для тройников
на ответвлении с прямоугольным поворотом на 90° к снижению уровня звуко-
вой мощности, полученному по данным табл. 28, надо добавлять снижение
звуковой мощности в повороте воздуховода, определенное по табл. 25. 3. Для
тройников на проходе следует учитывать снижение звуковой мощности только
по табл. 28.
255
Таблица 29. Потери звуковой мощности из-за открытого конца воздухо-
вода или решетки, дБ
Расположение возду-
ховода (решетки)
5 7 10
15 20 30 50 70 100 150 200 300
Конец воздухово-
да (решетка) сов-
падает с поверх-
ностью стены 20
Конец воздухово-
да (плафон) вы-
ступает в поме-
щение 25
0 О
1 О
Примечания: 1. / — частота, Гц; Ев —площадь поперечного сечения
воздуховода (решетки), м2. 2. Для жалюзийных решеток снижение уровня
звуковой мощности равно нулю.
Потери звуковой мощности
крытого конца воздуховода или
ты звука, площади поперечного
отверстия и их расположения
табл. 29.
в результате отражения от от-
решетки в зависимости от часто-
сечения решетки или выпускного
в помещении определяются по
§ 66. Мероприятия по снижению уровней
звукового давления
Мероприятия по снижению шума необходимо предусматри-
вать во всех случаях, когда требуемое снижение уровня звуково-
го давления £тр > 3 дБ хотя бы в одной октавной полосе.
Если в помещение поступает шум только от одного источни-
ка, то требуемое снижение уровней звукового давления ЕТр не-
обходимо определять для всех частот по формуле
L L
чоп
(279)
где L — октавный уровень звукового давления, дБ, вычисленный
по формуле (278); Адоп — допустимый по нормам октавный уро-
вень звукового давления, дБ, определяемый по табл. 16 и 17.
Если в помещение одновременно поступает шум от несколь-
ких источников, то расчет требуемого снижения октавных уров-
ней звукового давления £Тр определяется для каждого источни-
ка в отдельности по формуле
Лтр = Zj — £доп + 101g п + 5, (280)
где Li — октавный уровень звукового давления, создаваемый
рассматриваемым источником шума, дБ; п—общее число
256
принимаемых в расчет источников шума (например, общее чис-
ло решеток приточной и вытяжной механической вентиляции
и т. п.).
Для обеспечения требуемого снижения уровней звукового
давления в помещении рекомендуется выполнять следующие ме-
роприятия:
применять более совершенные с акустической точки зрения
вентиляторы, кондиционеры, выбирать режимы работы вентиля-
торов на максимальном КПД и минимально возможном давле-
нии, ограничивая скорости движения воздуха в воздуховодах;
устанавливать в СКВ специальные глушители шума;
производить звукоизоляцию воздуховодов;
применять в помещении звукопоглощающие облицовки, аку-
стическую штукатурку или штучные звукопоглотители.
Необходимость проведения вышеуказанных мероприятий для
обеспечения требуемого снижения уровней звукового давления
определяется для каждого конкретного случая.
Допускаемая скорость движения воздуха перед воздухо-
распределительными или воздухозаборными устройствами вен-
тиляторных установок (плафонами, вентиляционными решетка-
ми и т. п.) определяется по формуле
^оп = 0,7-10*, (281)
где
£доп+101g—_ -30 Ig + Д + 6)
ГП
/г =----------------§6---------------, (282)
1ДОп— допустимый по нормам октавный уровень звукового
давления, дБ; В— постоянная помещения, м2, при данной октав-
ной частоте, принимаемая по табл. 22, 23 и рис. 103; F —пло-
щадь поперечного сечения подводящего воздуховода, м2; и —
число плафонов или решеток в помещении; £ — коэффициент
аэродинамического сопротивления элемента вентиляционной се-
ти [для дисковых плафонов ВНИИГС (отрывная струя £ = 4;
для анемостатов и плафонов с настилающейся струей £=2; для
приточных решеток с живым сечением 65% £ = 4; для вытяжных
решеток £ = 2]; АЛ] — поправка, принимаемая по табл. 21;
Б — поправка, зависящая от типа элемента (для анемостатов и
дисковых плафонов Б = 6 дБ; для плафонов ВНИИГС Б =
= 13 дБ, для решеток 5 = 0); А — поправка на расположение
источника шума (при расположении его в рабочей зоне А =
= 3 дБ; при расположении источника выше рабочей зоны А =
= 0); 0,7 — коэффициент запаса.
Допустимая скорость движения воздуха определяется только
для одной частоты, которая для плафонов ВНИИГС равна
250 Гц, для дисковых плафонов — 500 Гц, для анемостатов и ре-
шеток-2000 Гц.
257
§ 67. Проектирование глушителей
для систем кондиционирования воздуха
В СКВ применяются трубчатые и пластинчатые глушители.
Размеры глушителей для общественных и административных
зданий зависят от скорости движения воздуха в них и расхода
воздуха, проходящего через глушитель. Так, при номере пре-
дельного спектра шума ПС-25 допустимая скорость движения
воздуха в глушителе f доп = 4, при номере ПС-35 — 6, при
ПС-45 — 8 и при ПС-50 — 10 м/с.
В производственных помещениях при номере предельного
спектра более ПС-50 скорость движения воздуха в глушителях
может быть увеличена до 12 м/с.
Необходимое сечение глушителя определяется по формуле
= (283)
где Q — расход воздуха через глушитель, м3/с; ЦГл допусти-
мая скорость воздуха в глушителе, м/с.
Трубчатые глушители изготовляют из оцинкованной стали
толщиной 0,8 мм, облицованной по периметру звукопоглощаю-
щим материалом слоем толщиной 100 мм. Схемы, основные раз-
меры и технические характеристики прямоугольных и круглых
типовых трубчатых глушителей приведены в табл. 30. Эти глу-
шители изготовляют размерами до 500 X 500 мм или диаметром
до 500 мм. Трубчатые глушители больших размеров не изготов-
ляются вследствие ухудшения их эффективности с увеличением
площади сечения. Необходимая длина трубчатых глушителей
4л определяется по формуле
4л = Д4тр/ЛАГл, (284)
где Л£Тр — требуемое значение снижения шума в глушителе, дБ;
Д£гл — снижение шума на 1 м глушителя, дБ.
Длина глушителя принимается по наибольшему из всех зна-
чений, полученных по расчету для отдельных октавных полос.
Глушители собираются из отдельных секций длиною 950 мм, сое-
диняемых между собой на фальцах. Для предупреждения выду-
вания звукопоглощающего материала он защищается изнутри
стеклотканью и стальным перфорированным листом со свобод-
ным сечением не менее 20% общей площади.
Наибольшее распространение в центральных СКВ имеют
пластинчатые глушители, которые представляют собой набор
пластин, заполненных звукопоглощающим материалом и распо-
ложенных параллельными рядами в общем кожухе. Схема пла-
стинчатого глушителя показана на рис. 104.
При размерах поперечного сечения глушителя не более 2 X
X 2 м можно устанавливать пластины как в металлическом ко-
жухе, так и в строительных конструкциях. При больших разме-
рах рекомендуется собирать глушитель в строительных конст-
рукциях. Пластины изготовляются толщиной от 100 до 800 мм.
258
Таблица 30. Технические характеристики трубчатых шумоглушителей
Схема поперечного сечеяня шумоглушителя Шумоглу- шитель Размеры, мм Снижение шума на 1 м длины шумоглушителя, дБ, при сред- негеометрических частотах октавных полос, Гц Гидравли- ческий диаметр dc м
JB н D 63 125 250 БОО 1000 2000 4000 8000
ШТП-1 150 100 4 10 13 20 23 20 15 10 0,123
ШТП-2 200 4 7,5 19 24 24 22 15 8 0,133
ШТП-3 150 4 7,5 19 24 24 22 15 8 0,16
ШТП-4 200 150 3,5 5,5 18 1 22 21 16 10 6 0,18
t ШТП-5 3,5 5,5 18 22 21 16 10 6 0,2
Bi ШТП-6 250 200 3,5 5,5 18 22 21 16 10 6 0,22
&! р=2 1 ШТП-7 400 3 4 11 12,5 14,5 10,5 6.5 3,5 0,266
ШТП-8 250 3 4,5 14,5 17,5 17 13 8 4 0,25
j В и ШТП-9 400 250 3 4 11 12,5 14,5 10,5 6,5 3,5 0,31
ШТП-10 400 2,5 3,5 7 7,5 12 8 5 3 0,4
ШТП-11 500 250 2,5 3,5 10 12 13,5 10 6 3 0,334
ШТП-12 400 2 3 6,5 7 11 7 4,5 2,5 0,445
ШТП-13 500 2 3 5,5 6 10 6,5 4 2,5 0,5
ШТК-1 200 3 6 17 17,5 21 22 18 14 0,2
ШТК-2 250 2,5 5,5 14,5 13 16,5 17,5 11 9 0,25
штк-з 280 2 5 12,5 10 13 15 8 6,5 0,28
-Он ШТК-4 — — 325 2 5 12,5 10 13 15 8 6,5 0,325
ШТК-5 400 1 3,5 10 8 10,5 10 4 3,5 0,4
ШТК-6 450 1 3,5 10 8 10,5 10 4 3,5 0,45
I ШТК-7 500 0,5 2,5 9 7,5 9,5 9 3 2,5 0,5
Рис. 104. Схема пластинчатого
глушителя:
/ — кожух; 2 — каналы для воздуха
3 — звукопоглощающие пластины; 4-
направляющне уголки; 5 — монтажньн
зазор 8—10 мм. уплотняемый после
установки пластин
Таблица 31. Рекомендуемые
толщины пластин глушителя
Частота, Гц Толщина средних пла- стин, мм Толщина крайних пла- стин, мм
500 и выше 100 100
250-125 200 100
125 400 200
63 800 400
Рекомендуемые толщины плас-
тин в зависимости от опреде-
ляющей частоты приведены в
табл. 31.
Для центральных СКВ с
разветвленной сетью воздухо-
водов оптимальная толщина
пластин, как правило, равна
200 м.
Акустическая эффективность пластинчатых глушителей ранее
характеризовалась снижением уровня шума на 1 м длины глу-
шителя. Эта характеристика не учитывала дополнительные по-
тери звуковой энергии на входе и выходе из глушителя и влияние
распространения звука по стенкам кожуха и корпусу пластин.
В связи с этим типовые шумоглушители, разработанные в серии
4.904-18/76, имеют унифицированные длины 1, 2 и 3 м и харак-
теризуются снижением уровня шума в глушителе каждого типо-
размера. Как правило, длина глушителя не должна превышать
3 м. Увеличение длины глушителя свыше 3 м нецелесообразно
из-за неизбежных косвенных путей распространения звука. Если
по расчету требуется длина 4 м и более, следует делить глуши-
тель на две части, соединив их воздуховодом длиною 800—
1000 мм, причем на этом воздуховоде желательно установить
гибкую вставку из прорезиненной ткани длиной 250—300 мм для
предупреждения распространения звука по металлу.
Технические характеристики пластинчатых глушителей при-
ведены в табл. 32.
Гидравлическое сопротивление пластинчатых глушителей
кН определяется по формуле
дМг+х£Иь ,285)
где В — суммарный коэффициент местного сопротивления, отне-
сенный к скорости воздуха в свободном сечении глушителя
(определяется по табл. 33); Z — коэффициент трения, находится
2Ah
по табл. 34; /гл — длина глушителя, м; dT11 = — гидравли-
ческий диаметр канала пластинчатого глушителя, м (здесь А —
расстояние между пластинами и hrn — высота глушителя по
260
Таблица 32. Технические характеристики пластинчатых шумоглушителей
Схема поперечного сечения шумоглушителя Толщина средних пластин, В, мм Расстояние между пластина- ми А, мм Фактор свободной площади, % Длина шумоглу- шителя, м Эффективность шумоглушителя, дБ, при среднегеометри- ческих частотах октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 1 2,5 6 20 21 17 15 10
100 100 50 2 1,5 5 11 35 38 32 23 13
3 2 7,5 15 45 50 40 31 15
1 1,5 3,5 9 15 13,5 11 10 9
200 200 50 2 3 7 16 30 23 17,5 15 13
3 4,5 9,5 23 43 35 25 20 16
1 »Л) CN 6,5 11 11,5 10,5 8 7 7
400 400 50 2 4,5 12 20 19 16 11 10 10
3 5,5 16,5 30 27 22 15 13 12
1 5 6 6,5 5 5 5 4 4
800 800 50 2 8,5 9 10,5 8 7,5 7,5 6,5 6,5
3 12 12,5 13,5 11 10,5 10,5 10 10
1 9,5 13,5 16,5 14 14 13,5 13 12
800 250 25 2 17,5 22,5 28 26 24 21 18,5 16,5
3 24 33 38 37 34 26 22 20
Примечание, Эффективность шумоглушителей промежуточной длины следует определять интерполированием,
Таблица 33. Коэффициент местных сопротивлений пластинчатых глуши-
телей
Фактор свободной площади Frag Коэффициент местного сопротивления для пластин £
с обтекателем без обтекателя
0,25 0,72 0,95
0,3 0,64 0,85
0,4 0,49 0,65
0.5 0,38 0,5
0,6 0,27 0,35
Примечания: I. FCK и Frao— соответственно свободная площадь глу-
шителя и габаритная площадь кожуха, в котором установлен глушитель, м2.
2. Для трубчатых глушителей £ = 0.
Таблица 34. Значения коэффициента трения X
Г ндравлнческий диаметр глушителя dr, м Коэффициент трения К од 0.06 0,2 0,05 0,4 0,04 0,6 0,03 1,0 0,025 1,5 и более 0,025
Примечания: 1. Для пластинчатого глушителя dr определяется по
размерам одного нз составляющих его одинаковых параллельных каналов,
2. Значения dr для трубчатых каналов приведены в табл. 30.
рис. 104); v — скорость в свободном сечении глушителя, м/с;
у — плотность воздуха, кг/м3; g = 9,81 м/с2 — ускорение силы
тяжести.
В качестве звукопоглощающих материалов для трубчатых и
пластинчатых глушителей шума применяют маты (холсты) из
супертонкого стекловолокна (СТВ) или ультрасупертонкого ба-
зальтового волокна (БСТВ). Плотность заполнения 15—20 кг/м3.
Для установки только на вытяжных системах применяются
также полужесткие плиты из стекловолокна марки ЦФД и из
минеральной ваты марки ПП-80.
§ 68. Примеры акустического расчета
систем кондиционирования воздуха
Пример 35. Определить характеристику и расчетные значения посто-
янной помещения В, если дано: помещение — зал заседаний объемом 10 X
X 15X4 = 600 м3.
Решение. По назначению помещения (зал заседаний) в табл. 22 находим
характеристику помещения е. Зная объем помещения и его характеристику,
по номограмме (рис. 103) и табл. 23 находим расчетные значения постоянной
помещения В для различных среднегеометрических частот, которые сводим
в табл. 35.
Пример 36. Определить поправку для вычисления уровней звуковой
мощности центробежного вентилятора Ц4-70 при частоте вращения
600 об/мин.
Решение. Вентилятор типа Ц4-70 имеет лопатки, загнутые назад. Частота
вращения менее 690 об/мин, следовательно, по табл. 19 (примечание 2) не-
262
Таблица 35. Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
(к примеру 35)
Среднегеоме- трические частоты, Гц Расчетные значения по- стоянной помещения В Характеристика помещений Ссылка
63 50
125 50
250 55
500 70
1000 100 В табл. 22, 23
2000 160 и рис. 103
4000 300
8000 600
обходимо всю колонку цифр сдвинуть на одну строчку вверх. Тогда для ча-
стоты, например, 1000 Гц поправка будет равна 6 дБ, для частоты 8000—
21 дБ, для частоты 250 — 7 дБ. Аналогично находятся поправки и для других
частот.
Пример 37. Определить октавные уровни звуковой мощности шума
на нагнетательной и всасывающей сторонах приточного вентилятора Ц4-70
№ 6,3, если производительность вентилятора Q = 7000 м3/ч, развиваемое дав*
ление И = 52 кгс/м2, частота вращения 930 об/мин. Вентилятор работает при
максимальном КПД. Размеры выходного патрубка вентилятора 441X441 мм,
всасывающего — 630 мм.
Решение. Определяем общий уровень звуковой мощности шума, создавае-
мого вентилятором на нагнетательной стороне, по формуле (275). Критерий
шумности L = 41 находим по табл. 18, поправка на режим работы 6 = 0
согласно примечанию к табл. 18. Тогда
^общ. наг =41+101g + 25 1g 52 + 0 = 89 дБ.
оиии
На всасывающей стороне вентилятора
вс = 38 + Ю Ig + 25 lg52 + О = 86 дБ.
OOvv
Октавные уровни звуковой мощности шума вентилятора на нагнетатель-
ной стороне определяем по формуле (276). Для этого по табл. 19 находим по-
правки ALi, учитывая, что лопатки вентилятора загнуты назад и он работает
при 930 об/мин. Найденные поправки кЦ заносим в п. 1 табл. 36. Далее опре-
деляем поправки ДГ2 по табл. 20 в зависимости от значения корня квад-
ратного из площади выходного патрубка. В нашем примере у4412 = 441 мм.
Найденные поправки ДГ2 заносим в п. 2 табл. 36.
Рассчитанные по формуле (276) октавные уровни звуковой мощности на
нагнетательной и всасывающей сторонах вентилятора записываем в п. 3 и 4
табл. 36.
Пример 38, Произвести акустический расчет СКВ для помещения кон-
структорского бюро в административном здании. Помещение бюро имеет пло-
щадь 7,5X20 = 150 м2, высоту 4 м и объем 600 м3. Воздух в помещение
подается вентилятором Ц4-70 №6,3 по металлическим воздуховодам через
четыре потолочных плафона ВНИИГС d = 400 мм. Производительность вен-
тилятора Q = 7300 м3/ч, давление Н = 65 кгс/м2 и частота вращения
930 об/мин, режим работы—-с максимальным КПД Размер выходного патрубка
вентилятора 441X441 мм. Скорость движения воздуха в сети воздуховодов
263
Таблица 36. Октавные уровни звуковой мощности, дБ (к примеру 37)
№ п/п | Величина Ссылка Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1
о
3
Поправки ДА)
Поправки Л£3
Октавные уровни
звуковой мощности
на нагнетательной
стороне
То же, на всасываю-
щей стороне
Табл. 19
Табл. 20
Формула
(276)
Формула
(276)
11
12
90
87
7 5
6,5 2,5
6
0,5
88,5 86,5 83,5
85,5 83,5 80,5
9
0
80
77
16 21 26
0 0 0
73 68 63
70 65 60
находится в пределах, рекомендуемых для предупреждения шумообразовання
(см. § 63), поэтому акустическим расчетом должен учитываться шум, созда-
ваемый вентилятором. Расход воздуха через один плафон 1825 м3/ч. Требу-
ется определить уровень шума в рабочей зоне помещения, создаваемый венти-
лятором СКВ, и найти необходимые размеры глушителей.
Решение. Расчет рекомендуется выполнять в три этапа.
I. Определяем октавные уровни звуковой мощности вентилятора и допу-
стимые уровни в помещении.
1. Определяем по формуле (275) общяй уровень звуковой мощности шума,
создаваемого вентилятором на стороне нагнетания, и заносим в табл. 37, п. h
= 41 + 10 1g + 251g 65 + 0 = 92,3 дБ.
Таблица 37. Допустимые и излучаемые уровни звуковой мощности, дБ
(к примеру 38)
М п/п Величина Ссылка Среднегеометрические частоты октавных полос. Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Общий уровень Формула 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3
2 звуковой мощнос- ти шума, создава- емого вентилято- ром на стороне нагнетания Поправка ДТ^ при (275) Табл. 19 11 7 5 6 9 16 21 26
3 930 об/мин Поправка ДЬг Табл. 20 12 6,5 2,5 0.5 0 0 0 0
4 Октавный уро- вень звуковой мощности шума вентилятора, из- лучаемой в сеть. Формула 93,3 91,8 89,8 86,8 83,3 76,3 71,3 66,3
5 ₽п Допустимый уро- вень шума в по- мещении ЛдОП (276) Табл. 17 71 61 54 49 45 42 40 38
эд
2. Октавные уровни звуковой мощности шума вентилятора Lp*, излу-
чаемой в сеть, определяем по формуле (276) и заносим в табл. 37 п. 4. По-
правки ALi и ДЛг находим по табл, 19 и 20, которые записываем в табл. 37,
п. 2 и 3.
3. Находим по табл. 17 допустимые (нормируемые) уровни звукового
давления в помещении £ДОп и записываем их в табл. 37, п. 5. Со-
гласно назначению помещения принимаем номер предельного спектра
ПС-45.
II. Определяем снижения уровней звуковой мощности в элементах вен-
тиляционной сети.
1. Находим допустимую скорость воздуха в плафонах по формуле (281).
Площадь воздуховода F = 0,785 -0,42 = 0,125 ма. Коэффициент аэродинами-
ческого сопротивления Е, = 4. Допустимую скорость воздуха для плафонов
определяем только для частоты 250 Гц [см. примечание к формуле (281)],
На этой частоте допустимый уровень звукового давления LflOn, соответст-
вующий кривой предельного спектра ПС-45, равен 54 дБ (см. табл. 17 и
рис. 102).
Поправку Д£], учитывающую тип воздухораспределителя (решетки), на-
ходим для частоты 250 Гц по табл. 21: Д£1 = 5 дБ.
Поправка Б, зависящая от типа воздухораспределителя, для плафонов
равна 13 [см. примечание к формуле (282)].
Поправка Л на расположение источника шума в нашем случае равна ну-
лю. Общее число плафонов и = 4. Постоянная помещения В = 55 (см.
табл. 35).
Подставляя приведенные данные в формулы (281) и (282), получим до-
пустимую скорость в решетках для среднегеометрической частоты 250 Гц:
^+10,g^T-3°lg4 + 5-(13 + 0+6)
, 0,125-4
k =--------------------------------= 0,77.
60
Следовательно, пДОп = 0,7-10* = 0,7-100-77 — 4,13 м/с. Фактическая скорость
воздуха в плафонах
1825
3603-0,125
= 4 м/с < 4,13 м/с.
Следовательно шум, генерируемый в
плафоне, в дальнейшем расчете мож-
но не учитывать.
2. Снижение уровней звуковой
мощности в остальных элементах вен-
тиляционной сети (рис. 105) опреде-
ляем по данным § 65 и заносим в
п. 1—5 табл. 38. Туда же заносим
сумммарные значения снижения зву-
ковой мощности в вентиляционной се-
ти (см. п. 6).
III. Определяем уровни звуково-
го давления в расчетных точках по-
мещения и размеры глушителя шума.
В нашем примере шум от венти-
лятора распространяется по воздухо-
водам и излучается в помещение че-
рез воздухораспределительную решет-
ку (см. § 64 , второй случай расчета).
Следовательно, расчет производим по
формуле (278).
Рис. 105. Схема расчетной сети воз-
духоводов:
/ — плафоны ВНИИГС; 2 — гибкая встав-
ка; 3 — шумоглушитель; 4 — кондицио-
нер
9 U2
265
Таблица 38. Снижение уровней звуковой мощности в вентиляционной сети, дБ (к примеру 38)
ЛЁ п/п Величина Ссылки Среднегеометрическая частота октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 । 8000
1 Снижение уровня звуковой мощности в прямых участках воздуховода сечением 600 X 600 мм и длиной 5 м Табл. 24 (с интер- поляцией) 1,9 1.9 0,9 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4
2 То же, в прямоугольном повороте шириной 600 мм Табл. 25 0 1.5 7 8 5 6 7,5 8
3 То же, при разветвлении воздуховода и отношениях Гмаг: /%Тв = 1,44 и Т'маг I S /''отв 0,72 Табл. 28 (с интерполяцией) 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8
4 То же, При Гмаг^отв = 1,56 и 1*маг.2 /*отв == 0,78 Табл. 28 (с интерполяцией) 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9
5 Снижение уровня в результате отражения от плафона Табл. 291 (с интерполяцией) 14 8,2 3,8 1,2 0 0 0 0
6 Суммарное снижение уровней звуковой мощности AL» 21,6 17,3 17,4 15,3 11.1 12,1 13,6 14,1
Примечания:!. Снижение уровня шума в круглых металлических воздухопроводах не учитывается.
2. При пользовании табл. 29 по формуле /угв=f j^O,125»0,35f вычислены следующие значения вспомогательного пара-
метра: 22, 44, 88, 176, 352, 704, 1408, 2816 (для среднегеометрических частот октавных полос в порядке их возрастания).
Таблица 39. Звуковое давление в расчетных точках помещения, дБ (к примеру 38)
Л4 П/п Величина Ссылка Среднегеометрическая частота октавных полос, Гц
63 125 260 500 1000 2000 4000 8000
1 Уровень звуковой мощности на выходе из решетки L>p —— Д £,« *В П. 4 табл. 37, п. 6 табл. 38 71,7 74,5 72,4 1 71,5 72,2 64,2 57,7 52,2
2 Параметр 101g В Формула (278) 17 17 17,4 18,5 20 22 24,8 27,8
СО 267 Уровень звукового давления в расчетной точке от одной решетки Д i s= — ДДр^ — 10 1 g в 4- 0 + 6 Формула (278) 60,7 63,5 61 59 58,2 48,2 38.9 30,4
4 Величина 10 1g л + 5 при л = 4 Формула (280) 11 11 11 11 11 11 11 11
5 Требуемое снижение уровня звукового давления LTp s= Li доп 4“ 10 Ig fl -h 5 Формула (.280) 0,7 13,5 18 21 24,2 17,2 9,9 3,4
6 Эффективность выбранных глушителей при / = 2 + 2 == 4 м Табл. 32 п. 5 6 14 32 60 46 35 30 26
Примечание. Постоянная В при объеме помещения до 600 м3, в со ответствии с табл. 22, 23 и рнс. 103, равна 50,
50, 55, 70, 100, 160, 300, 600 для среднегеометрических октавных частот в порядке их возрастания.
Определяем уровни звуковой мощности на выходе из решетки как раз-
ность между октавными уровнями вентилятора Lp (см, п. 4 табл, 37) и сум-
в
марными снижениями уровня звуковой мощности в вентиляционной сети
Д£р (см, п, 6 табл. 38). Данные заносим в табл. 39, п. 1.
Далее определяем параметр 10 1g В, для чего находим расчетные значе-
ния постоянной помещения В по табл. 22, 23 и номограмме на рис. 103, кото-
рые вносим в табл. 39 (п. 2 и 3) и примечание к табл. 39.
Затем находим уровни звукового давления в расчетной точке от одной
решетки по формуле (278). Так как источник шума (плафон) расположен
выше рабочей зоны, Д — 0. Например, для частоты 63 Гц уровень звукового
давления составит (см. табл. 39, п. 3):
Ц = 71,7 - 17 4 0 4 6 = 60,7 дБ.
Далее определяем требуемое снижение уровня звукового давления по
формуле (280), Для этого предварительно находим величину 10 1gп4-5, где
п = 4— общее число приточных плафонов. Тогда 10 1g 4 4-5= 11, и зано-
сим эту величину в табл. 39, п. 4.
Значение Ьдоп находим в табл. 37, п. 5.
Определяем требуемое снижение уровня звукового давления. Например,
для частоты 63 Гц оно составит
L?p = Li — Т^доп 4 101g и 4 5 = 60,7 — 71 4 6 4 5 = 0,7 дБ.
Полученные данные записываем в табл, 39, п. 5.
Чтобы подобрать глушитель шума, определяем по формуле (283) необхо-
димое свободное сечение глушителя для помещения с номером спектра ПС-45:
О 7300 _ о
FcB~ „ - 3600-8 -°-25м-
Выбираем из табл. 32 пластинчатые шумоглушители с толщиной средних
пластин 200 мм, расстоянием между ними 200 мм и фактором свободной пло-
щади ф = 50%.
Принимаем два шумоглушителя длиной по 2 м. Глушители устанавлива-
ются последовательно по потоку воздуха и соединяются между собой воздухо-
водом длиной 1000 мм с гибкой вставкой. Эффективность принятых шумо-
глушителей определяется удвоением данных п. 5 табл. 32 и заносится
в табл. 39 п. 6. Как видно, эффективность принятых глушителей на всех ча-
стотах превышает требуемые значения снижения уровня шума. Определяю-
щая частота 125 Гц.
Требуемое сечение глушителя при ф = 50%:
Fra6 = _ЛВ = °-25. = 0,5 м’.
а0 0,5 0,5
Принимаем ширину 1000 мм и высоту 500 мм.
Гидравлическое сопротивление одного глушителя определяем по форму-
ле (285)
ДЯ =
I \и2 / П[- , 0,045-2 \ 83 1Q Q0 , 2
— 7 = 0,5 4- —----------- ---------1,2 = 3,2 кгс/м2,
dv 2g * \ ” 0.3 /2-9,81 /
где £ = 0,5 — суммарный коэффициент местного сопротивления, принятый по
табл. 33 для пластин без отсекателя при отношении Fcb : Fra6 = 0,5; X =
= 0,045 — коэффициент трения, принятый по табл. 34 при гидравлическом
диаметре глушителя
2 0,2-0,5
0,2 4 0,5
= 0,3
м.
268
Суммарное сопротивление двух последовательно установленных глушите,
лей Д#о = 3,2-2 = 6,4 кгс/м2.
Аналогично выполняется акустический расчет для всасывающей стороны,
поскольку распространение звука против воздушного потока практически ие
отличается от распространения в направлении потока, так как скорость звука
во много раз превышает практически применяемые скорости движения воз-
духа в СКВ.
Глава XII
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 69. Технические характеристики систем кондиционирования
воздуха
СКВ требуют создания весьма сложных устройств, сущест-
венно влияющих на стоимость строительства и эксплуатацион-
ные расходы. В связи с этим технико-экономическая оценка СКВ
всегда представляет интерес для организаций, заказывающих
проект. Такая оценка выполняется не только в процессе проекти-
рования, но и на предпроектной стадии, что особенно важно для
выбора того или другого варианта системы или для решения во-
проса о целесообразности устройства СКВ в тех случаях, когда
строительные нормы требуют обоснования для проектирования
внутри здания воздушной среды с оптимальными параметрами.
Перед экономическими расчетами СКВ на предпроектной
стадии приближенно определяют ее технические характеристики
в такой последовательности.
1. Производительность системы по воздуху, м3/ч
L = Vnti, (286)
где Кп — внутренний объем кондиционируемых помещений, м3;
п— кратность воздухообмена, которая принимается для обще-
ственных зданий 8—12 1/ч, для промышленных зданий 6—10 1/ч,
для небольших помещений 12—18 1/ч.
Определение производительности СКВ по кратности допусти-
мо только для ориентировочных расчетов или в случаях, когда
есть данные для аналогичных объектов. Как правило, произво-
дительность системы определяется по материалам, приведен-
ным в главе V.
2. Холодопроизводительность холодильной установки, ккал/ч
QX=1,2Z.?X, (287)
где — расчетный удельный расход холода, ккал/кг, опреде-
ляемый по табл. 40.
Годовой расход холода СКВ, ккал
Q[ = kQ^x, (288)
269
Таблица 40. Расчетные удельные расходы холода
Энтальпия наружного возду-
ха в теплый период по па-
раметру Б, ккал/кг
Удельный расход холода приточного воздуха
, ккал/кг
без рециркуляции
с рециркуляцией
11,5
12,5
13,5
14,5
15,5
16,5
17,5
18,5
2,2
2.5
2,8
3
3,5
4
4,5
5,5
где k — коэффициент неравномерности, зависящий от режима
работы СКВ и изменяющийся для различных систем в пределах
от 0,5 до 0,8, причем большие значения коэффициента относятся
к системам с рециркуляцией воздуха; — число часов работы
холодильной установки в год, определяемое по табл. 41.
3. Расход тепла <?т СКВ, ккал/ч, на первый подогрев воздуха
определяется по формуле
Q( = 1,2L (/J - 7Н), (289)
где 1ГК — энтальпия воздуха после калориферов первого подогре-
ва, принимаемая равной 5—7 ккал/кг; /н — начальная энтальпия
воздуха, ккал/кг. Для прямоточных СКВ /н = Р; для СКВ с ре-
циркуляцией
/н = 0,3 + 7Н3 + 0,77в, (290)
где 7Я — энтальпия внутреннего воздуха ккал/кг; 7® — энталь-
пия наружного воздуха по параметрам Б, ккал/кг.
На второй подогрев воздуха расход тепла, ккал/ч
<?"= 1,2-Л-Д7", (291)
где Д7П — перепад энтальпий воздуха при втором подогреве,
принимаемый в пределах 1,5—2 ккал/кг.
Общий годовой расход тепла СКВ, ккал
Q^(0,5qUt+q(z«k), (292)
Таблица 41. Продолжительность работы холодильных установок
Эвтальпия наружного возду- ха в теплый период по па- раметру Б, ккал/кг 125 270 575 1050 1550 2100 2450 2900
Число часов работы установки, ч/год 11,5 12,5 13,5 14,5 15,5 16,5 17,5 18,5
где Пт — продолжительность отопительного периода, ч; пк —
число часов работы СКВ в году.
4. Расход электроэнергии СКВ может быть определен по
формуле
W - (NK + NB + NH. к>к + (N* + N„. (293)
где N„, NB, Nh.k, Nx, Nb.x — мощности, потребляемые соответст-
венно вентиляторными установками кондиционеров, вытяжными
агрегатами и насосами оросительных камер, компрессорами хо-
лодильных машин, а также насосами охлажденной и охлаждаю-
щей воды. Для ориентировочных расчетов можно принимать сле-
дующие значения этих мощностей, отнесенные к 1000 м3/ч обра-
батываемого в кондиционере воздуха:
Потребитель
Вентиляторы кондиционеров, N'*
Вытяжные вентиляторы, N'
Насосы оросительных камер, N'^
Компрессоры холодильных машин, Л7'
Насосы холодильных машин, N'
н.х
Удельная мощность,
Вт-ч/м3
0,3
0,1
0,16
0,7 —1»5*
0,18-0,36*
* В зависимости от климатических условий.
В целом потребляемая СКВ энергия может быть оценена ве-
личиной, Вт-ч/год
^-[(^k + M+M.X+(^ + 7Vh.x)«x^. (294)
§ 70. Капитальные затраты на устройство
систем кондиционирования воздуха
Стоимость центральной СКВ, тыс. руб.
5К. в = 6,906 + 61 Qx + 0,051 A +7,51FB, (295)
где Qx — расчетная потребность холода, Гкал/ч; L — произво-
дительность системы по воздуху, тыс. м3/ч; Ёв — поверхность
воздуховодов, тыс. м2.
Точность вычислений по формуле (295) по сравнению с дан-
ными реальных проектов находится в пределах от +22 до—17%,
а в 80% случаев отклонение не превышает ±8%.
Если необходимо выделить стоимость элементов, из которых
составляется сумма капитальных затрат, то пользуются другими
зависимостями, составленными на основе обработки данных про-
ектно-сметной документации.
Стоимость системы автоматизации составляет 20—25% сум-
мы капитальных затрат.
271
Стоимость хладоцентра для СКВ, тыс. руб.:
при использовании поршневых компрессорных холодильных
машин, работающих на хладоне при стандартных значениях хо-
лодильного коэффициента, может быть определена по формуле
Sx.K = mx(4,9 + 67Qs), (296)
где тг — число холодильных агрегатов;
при использовании турбокомпрессорных холодильных машин
и крупных бромистолитиевых агрегатов — по формуле
5x.T-mx(99 + 51Qxk (297)
Стоимость водозабора из артезианских скважин, тыс. руб.
Sa.c= 8 5 + 0.0С6С + (А — 25)(О,О6 !-1,73-КНб'). (298)
где G —общий дебит артезианских скважин, м3/ч; G'—дебит
одной скважины, м3/ч; h — глубина скважины, м.
Стоимость вентиляторных градирен системы оборотного водо-
снабжения холодильных машин, тыс. руб.
Srp = 7,5-Qx93- (299)
§ 71. Эксплуатационные расходы
Эксплуатационные расходы складываются из энергетических
и неэнергетических затрат.
К энергетическим затратам относятся затраты на тепло,
электроэнергию и холод.
К неэнергетическим затратам относятся затраты на восста-
новление основных фондов, на ремонты, заработную плату пер-
сонала, управленческие и прочие расходы.
Для определения величины эксплуатационных расходов не-
обходимо вычислить все элементы затрат и сложить их.
1. Затраты на электроэнергию при одноставочном тарифе,
руб./год
5ЭЛ=ГСЭ, (300)
где W — расход электроэнергии, кВт-ч/год, определяемый по
формуле (294); Сэ — стоимость 1 кВт-ч энергии, оплачиваемой
по показателям счетчика, руб./кВт-ч. Одноставочные тарифы
на электроэнергию для большинства энергосистем равны
0,02 руб./кВт-ч.
Для промышленных потребителей с общей присоединенной
мощностью свыше 100 кВт установлены двухставочные тарифы
на электроэнергию. Определение затрат на электроэнергию при
двухставочном тарифе, руб./год
272
Таблица 42. Тарифы на электрическую и тепловую энергию
Энергоснабжающие организации и республики Двухставочные тарифы на электроэ- нергию За фактически израсходованную тепловую энергию Ст . руб./Гкал
за установлен- ную мощность Суст. , руб./кВт за фактически израсходованную электроэнергию с'-10“3 , руб./кВт ч
Мосэнерго 22 7,7 ——
Ленэнерго 22 7.7 5,86
Куйбышевэнерго 18,2 7 4,54
Саратовэнерго — —- 3,68
Свердловэнерго 17,9 6,6 —
Киевэнерго 22 7,7 4,41
Днепроэнерго 12,8 6,8 5,33
Харьковэнерго 12,8 6,8 4,48
Одессаэнерго 27,6 10,5 4,45
Белорусская ССР 33,7 9,2 4,56
Молдавская ССР 27,6 10,5 6,23
«зон
где СуСТ — основная плата за 1 кВт оплачиваемой мощности,
руб./год; Л^уст — установленная мощность двигателей, кВт; С'8 —
дополнительная плата за 1 кВт-ч расходуемой энергии,
руб./кВт-ч; cosф — коэффициент мощности, принимаемый рав-
ным 0,88.
При сопоставлении эффективности вариантов мощных СКВ
в тех случаях, когда эти варианты существенно отличаются по
энергозатратам, стоимость электроэнергии следует определять
по специальной методике, учитывающей показатели замыкаю-
щих затрат на электроэнергию.
2. Затраты на тепло, расходуемое СКВ, руб./год
sT=:Q.jcT, (302)
где QrT~~ расход тепла, определяемый по формуле (292); Ст —
тариф на тепловую энергию, руб./Гкал.
Тарифы на тепловую энергию, руб./Гкал, отпускаемую потре-
бителям некоторыми энергоснабжающими организациями, при-
ведены в табл. 42.
При экономическом сопоставлении вариантов мощных СКВ,
существенно отличающихся по расходам тепла, стоимость тепла
определяют по специальной методике, использующей не тари-
фы, а замыкающие затраты на топливо. Эти затраты относят к
топливу, добываемому в месторождениях, разработка которых
273
Таблица 43. Стоимость 1 Гкал холода, руб.
Холодильные машины Продолжительность работы установки, ч/год
1000 1600 2000 2500 3000 3500 4500
Компрессорные, работающие на хладоне 28 21 18 15 14 13 12
Абсорбционные бромистоли- тиевые * 35 26 22 19 17 15 14
* Для абсорбционных машин указаны значения стимости холода при обо
греве генераторов теплом от котельной.
экономически наименее целесообразна. Замыкающие затраты на
топливо рассчитывают на перспективу с учетом комплексной
оптимизации народного хозяйства.
3. Стоимость холода, получаемого от центральных холодиль-
ных станций, учитывается по тарифам, установленным для
этих станций с учетом их оборудования и режима работы.
При отсутствии данных о тарифах допустимо пользоваться
табл. 43.
При работе абсорбционных машин на вторичных энергоресур-
сах или на отборной теплоте ТЭЦ, а также при использовании
теплоты абсорбции и конденсации стоимость холода следует
определять по его годовому потреблению, рассчитанному по фор-
муле (288).
Если холодильная машина проектируется в составе СКВ и
предназначается только для этой системы, то стоимости холода
при расчетах эксплуатационных затрат определять не следует.
В этом случае все элементы эксплуатационных расходов в СКВ
(электроэнергия, амортизация, зарплата и т. д.) рассчитывают-
ся с учетом холодильного оборудования.
4. Годовые отчисления на восстановление основных фондов
и затраты на текущие ремонты определяются как часть капи-
тальных затрат. Для различных элементов СКВ установлены
нормативы отчислений, приведенные в табл. 44.
Таблица 44. Нормативы отчислений на восстановление основных фондов
и на ремонт СКВ
СКВ Норма отчислений, %
иа вос- станов- ление на ремонт при числе часов работы в год
2000 1 3000 4000 6000 6000 7000
Центральные С неавтономными кондицио- 5,5 2 3,3 4,5 5,7 6,9 8Д
мерами С эжекционными доводчи- 6 4,8 6,4 8 9,5 10,9 12,2
ками 4,5 3,7 5 6,3 7,6 8,9 9,2
Прочее оборудование 11,7 — — — — — —•
274
Таблица 45 . Нормативы отчислений на восстановление основных фондов и
на текущий ремонт элементов холодильных станций
Элементы холодильных станций Норма отчислений, %
на восстановление на текущий ремонт
Холодильные машины: 8,9
компрессорные 10,5
абсорбционные Аккумулирующие устройства: 7,8 5 6,6
железобетонные баки —
металлические баки 8 —
Артезианские скважины 12,2 5
Вентиляторные градирни 12,5 1,8
Брызгальные бассейны- 4,4 1,2
Для элементов холодильных станций установлены нормати-
вы отчислений, приведенные в табл. 45.
5. Затраты на заработную плату обслуживающего персона^
ла, тыс. руб./год
«з
= ЛсмНк. вЦс,
(303)
где Псы — число рабочих смен; Нк.в—норматив численности экс-
плуатационного персонала для данной СКВ; Цс — годовой фонд
заработной платы единицы эксплуатационного персонала, при*
нимаемый с учетом премиальных выплат от 1,35 до 2 тыс. руб.
на человека в год.
Норматив численности персонала, обслуживающего системы
КВ, устанавливается ведомствами и зависит от числа кондицио-
неров и их производительности. Для систем, где используются
небольшие центральные кондиционеры, установлен норматив
0,15 чел./смену на один кондиционер. Для машинистов и помощ-
ников машинистов компрессорных холодильных станций уста-
новлены нормативы, приведенные в табл. 46.
6. Годовые затраты на управление, технику безопасности и
прочие расходы составляют ориентировочно 30% суммы неэнер-
гетических эксплуатационных за-
трат.
§ 72. Определение
приведенных затрат
При технико-экономическом
сопоставлении вариантов СКВ,
отличающихся по капитальным
затратам и эксплуатационным
расходам, эффективность вариан-
тов оценивают по величине при-
веденных затрат, включающих в
себя все виды затрат.
Таблица 46. Нормативы чис-
ленности машинистов и помощни-
ков машинистов холодильных
станций при частичной их автома-
тизации, чел.
Число комп- рессоров Холодопроиаводнтель- иость, Гкал/ч
до 1,5 1,5-3
2 2 3
СО 1 4* 3 4
5-8 4 5
275
Приведенные затраты
П = С + К/Т, (304)
где С — эксплуатационные расходы, руб./год; К — капитальные
затраты, руб.; Т = 8,33 года — нормативный срок окупаемости.
Величина, обратная нормативному сроку окупаемости, 1/год,
называется нормативным коэффициентом эффективности:
Ен = 1/Т = 0,12. (305)
Тогда
П = С + ЕНК. (306)
При оценке вариантов, требующих для своего осуществления
существенных дополнительных капиталовложений в смежные
отрасли народного хозяйства, приведенные затраты следует опре-
делять по формуле
П = С + ЕНК + ЕнЕЛ;, (307)
где Ki — капиталовложения в смежные отрасли народного хо-
зяйства, руб.
Глава XIII
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА И ВЫБОРА ОБОРУДОВАНИЯ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 73. Методика ручного расчета
систем кондиционирования воздуха
Пример 39. Рассчитать СКВ для механического цеха завода «Точэлек-
троприбор», расположенного в г. Киеве, при следующих исходных данных:
габаритные размеры в плане 24 X 96 м, высота от пола до подшивного
потолка 8 м; внутренний объем цеха V = 18 434 м3;
количество работающих в цехе — 100 чел.;
работа, производимая в цехе, относится к категории средней тяжести;
по условиям технологического процесса необходимо круглогодично под-
держивать в цехе температуру воздуха /в = 21 ± 0,5°С при относительной
влажности <рв = 50 ± 5%;
за расчетные приняты параметры Б наружного воздуха;
допустимая скорость движения воздуха в рабочей зоне пЯОп = 0,3 м/с;
допустимая разность температур в месте входа струи в рабочую зону
ДГдоп = 0,4°С;
рециркуляция воздуха допустима, поскольку технологический процесс
не сопровождается выделением вредных веществ первого, второго и третьего
классов опасности;
производственные тепловыделения в цехе 360 тыс. ккал/ч (явное тепло),
а источники тепловыделений расположены равномерно по площади цеха;
влаговыделения от технологического оборудования 54 кг/ч;
поступления тепла в цех за счет солнечной радиации 94 тыс. ккал/ч;
теплопотери цеха в расчетных условиях холодного периода 210 тыс. ккал/ч;
276
приток тепла через под-
шивной потолок 30 000 ккал/ч;
теплоотдача нагреватель-
ных приборов системы водяно-
го отопления, размещенных у
наружных стен, в связи с близ-
ким расположением рабочих
мест (менее 2 м от окон) со-
ставляет в расчетных условиях
130 тыс. ккал/ч.
Решение. Расчет для теп-
лого периода. 1. В приложе-
нии 13 находим расчетную тем-
пературу наружного воздуха
tH и энтальпию /н. Параметры
внутреннего воздуха tB и (рв
принимаем согласно заданию.
Наносим на / — d-диаграмму
(рис. 106 сплошные линии) точ-
ки Н и В, характеризующие со-
ответственно состояния наруж-
ного и внутреннего воздуха, и
выписываем все параметры, не-
обходимые для расчетов:
fH=28,7°C; /н= 13,4 ккал/кг;
<рн= 43%; Jh = 10,6 г/кг;
tMH—19,5°С; /в=21°С; /в=
= 9,84 ккал/кг; ср — 50%;
В
dB=7,9 г/кг; /мВ=14,7оС. Рис. 106. Построение процессов обработки
2. Намечаем схему органи- воздуха иа I—d-диаграмме (к примеру 39)
зации воздухообмена в цехе.
Принимаем подачу воздуха в
верхнюю зону через потолочные плафоны типа ВДП. Вытяжку проектируем
из нижней зоны через пристенные и приколонные тумбочки, снабженные ре-
гулируемыми решетками.
3. Для предварительного определения требуемой производительности СКВ
принимаем рабочую разность температур Д^р = fyx — /п = 8°С. При выбран-
ной схеме воздухообмена сверху вниз температура удаляемого воздуха в ра-
бочей зоне fyx = /в и соответственно £п = /в — Д/р = 21° — 8° = 13°С.
4. Определяем требуемую полезную производительность СКВ для удале-
ния явных тепловыделений. Согласно заданию в цехе работают 100 чел. Вы-
деления явного тепла по данным приложения 14 равны 84 ккал/ч от 1 чел.
(интерполируя между табличными значениями для tB — 20°С и 25°С).
Суммарные тепловыделения
ZQh === 360 000 + 94 000 + 30000 + 100-84 = 492 400 ккал/ч.
По формуле (65) находим требуемую полезную производительность СКВ
Gn = = 492400 = 256 000 кг/ч.
сЫр 0,24-8
5. Для проверки правильности выбранного значения AfP, определяющего
производительность СКВ, производим расчет воздухораспределения. К уста-
новке в подшивном потолке принимаем двухструйные плафоны типа ВДП.
Размещение плафонов намечаем равномерное по всей площади помещения на
пересечении диагоналей квадратов 6Х 6 м. Расчет производим по методике,
изложенной в примере 33. Общее число устанавливаемых плафонов 4-16 =
= 64 шт. Наиболее короткий путь воздушной струн до рабочей зоны (по схе-
277
ме VI, рис. 88) Хп — 8 — 2 = 6 м; I = 3 м. Чтобы выбрать формулу для
данных плафонов, определяем значение
+ Хп __ 3 + 6 ___J
Хп 6
По табл. 14 находим значения коэффициентов mi = 0,9, п2 = 0,9 и т2 =
= 1,15 (при bG[dG = 0,2). Отношение т21тх = 1,15/0,9 = 1,3 < 1,5, следова-
тельно для расчета используем формулу (249) (табл. 15)
и =0,3 6 + 3 .
1,15/Л,
256 000
Требуемая производительность плафона LT = _ = 3340 м3/ч.
Предварительно принимаем плафон ВДП-5 с Го=О,2 м2 (приложение 33),
тогда
и, = 0,3 6 + 3 = 5,25 м/с.
° ’ 1,15-0,2
Максимальная пропускная способность плафона
Ln = 0,2-5,25-3600 = 3780 м3/ч > LT = 3340 м3/ч.
Проверяем возможность установки плафонов меньшего размера ВДП-4
с = 0,13 м2, тогда
v0 = о.з ..6.+ .3 .- = 6,5 м с.
0 1,15-0,13
Максимальная пропускная способность плафона
Ln = 0,13-6,5-3600 = 3040 м3/ч < LT = 3340 м3/ч.
Принимаем плафоны ВДП-5 с диаметром горловины d0 = 500 мм, Fq =
= 0,2 м2.
Определяем максимальную разность температур воздуха в месте входа
струи в рабочую зону по формуле (250) в табл. 15:
Л/х = А/”1 = 8 °-9,0»45 = 0,36°С < Д6.оп = 0,4 С.
х р Хп +1 6 + 3 доп ,
Очевидно, что увеличить рабочую разность температур не представляется
возможным, поскольку Л/х незначительно отличается от Д/ДоП, следовательно,
принятое предварительно значение является предельно возможным в данных
условиях и корректировки не требует.
6. Строим процесс обработки воздуха в кондиционере на I — d-диаграмме.
Кондиционер принимаем с оросительной камерой.
Определяем по формуле (15) энтальпию водяного пара при t = /в =
= 2ГС: /п = 597,3+0,44/ = 597,3+0,44-21 = 606 ккаЛ/кг. Находим вы-
деления скрытого тепла в цехе (энтальпию поступающего водяного пара)
Qc = WIn = (54 + 100-0,14) -606 = 41 200 ккал/ч,
где 0,14 кг/ч — влаговыделенпя 1 чел. согласно приложению 14.
Выделения полного тепла в цехе
Qn = Qn + Qc = 492 400 + 41 200 = 533 600 ккал/ч.
Определяем угловой коэффициент луча процесса изменения состояния
воздуха в цехе по формуле (29)
е = Оп = 533600 = 7900 ккал/кг.
W 68
278
Определяем температуру приточного воздуха согласно принятому значе-
нию AfP> подтвержденному расчетом воздухораспределения;
^ = /в —Д/Р = 21—8= 13°С.
По найденному значению е = 7900 ккал/кг наносим на диаграмму пря-
мую ВП — луч процесса — до пересечения с изотермой t = 13°С. Точка П
характеризует параметры приточного воздуха: = 13°С; 1ц = 7,74 ккал/кг;
<рп = 80%; d п = 7,64 г/кг.
Относительную влажность воздуха после камеры орошения принимаем
ф = 95%. Из точки П проводим прямую ПК по линии d = const до пересече-
ния с кривой ф = 95%. Точка К характеризует параметры воздуха после
камеры орошения: /к = 10,5°С; /к = 7,14 ккал/кг; фк = 95%; <2к — 7,64 г/кг;
/ык = 10,1°С.
Схему обработки воздуха в кондиционере принимаем с первой рецирку-
ляцией. В связи с незначительной потребностью в тепле для второго подогрева
и сравнительно жесткими требованиями, предъявляемыми к поддержанию
относительной влажности в цехе, устройство второй рециркуляции не пред-
усматриваем, что позволяет упростить схему автоматического регулирова-
ния СКВ.
Количество наружного воздуха GH, подаваемого в цех, определяем из
условия создания избыточного давления в цехе, препятствующего инфильтра-
ции наружного воздуха и поступлению воздуха из смежных помещений. При-
нимаем Сн равным двухкратному объему цеха, т. е.
би = 2-24-96*8 « 37 000 м3/ч или 37000*1,2 = 44 000 кг/ч.
В связи с герметизацией цеха и отсутствием естественного проветривания
проверяем соответствие принятого количества воздуха требованиям приложе-
ния 13 к СНиП 11-33-75, согласно которым для систем, работающих с рецир-
куляцией, при кратности воздухообмена более 10 в час объем наружного
воздуха должен составлять не менее 10% воздухообмена, т. е. в данном слу-
чае бн должно быть не менее 0,1 *256000 = 25 600 кг/ч. Принятое значение
би = 44 000 кг/ч удовлетворяет этому требованию.
Наносим на / — d-диаграмму точку Вц определяющую состояние рецирку-
ляционного воздуха после его подогрева на 1°С в вытяжном вентиляторе и
воздуховодах:
fB1 = fe+l==21 + l==22°C.
Соединяем точки Bi и Н прямой, которая определяет процесс смешения
наружного и рециркуляционного воздуха.
На прямой В[Н находим точку С, определяющую параметры воздуха пос-
ле смешения, исходя из соотношения количеств наружного (44 000 кг/ч) и
рециркуляционного (212 000 кг/ч) воздуха.
Выписываем параметры воздуха в точке С: tc — 23,2°С; /с — 10,7 ккал/кг;
фс = 47%; de = 8,4 г/кг; /ыс = 15,9°С.
Соединяем точку К с точкой С. Прямая КС —луч процесса в ороситель-
ной камере.
Наносим на I — d-диаграмму точку Къ определяющую параметры возду-
ха с учетом подогрева его в приточном вентиляторе и воздуховодах на 1,5°С:
= 10,5+ 1,5 — 12°С; /к4 = 7,5 ккал/кг; фк£ = 86%; d^ = 7,64 г/кг.
7. Находим полную производительность кондиционеров с учетом 10% по-
терь в сети воздуховодов:
G' = 1,1 • 256 000 = 281600 кг/ч.
8. Принимаем четыре кондиционера КТ-60 номинальной производитель-
ностью по 63 тыс. м3/ч каждый. Суммарная производительность кондиционе-
279
ров 63 000-4-1,2 = 302 400 кг/ч с избытком обеспечивает требуемые по рас-
чету 281 600 кг/ч. Расчетная производительность каждого кондиционера
G' = 281 600/4 = 70400 кг/ч.
п
9. Производим расчет оросительной камеры кондиционера по методу
НИИсантехникн. Определяем универсальный коэффициент теплообмена по
формуле (ПО)
£' = 1
*М. к
*м. й
В данном случае начальные параметры воздуха определяются точкой С, т. е.
tB = tc и /м.н = ^мс. Подставляя численные значения, находим
£' = 1 — J0-5—10-! = 0,945.
23,2—15,9
В соответствии с данными табл. 6 принимаем типовую двухрядную ка-
меру с форсунками d = 3,5 мм, коэффициентом орошения ц = 1,3 и коэф-
фициентом теплообмена £ = 0,92. Определяем расчетную массовую скорость
движения воздуха в поперечном сечении оросительной камеры КТ-60 пло-
щадью 6,82 м2 по формуле (102)
(vT)=„. 70400
1 6,82-3600
В связи с незначительным отличием от номинальной скорости (иу) =
= 3 кг/(м2-с) (табл. 6) поправочные коэффициенты к данным таблицы не
вводим.
Из уравнения теплового баланса (111) находим выражение конечной
температуры воды
= 2,9 кг/(м2-с).
i — f д. — 7,14 _ у 9 74°г
с1Гк “ г1Гн +-----pg--------г1Гн + Z*/0 С<
В данном случае при наличии рециркуляции вместо /н в формулу подстав-
ляем значение /с. Подставляя это выражение и значение £ = 0,92 в уравне-
ние (108), находим
t 10,1+2,73)
1—0,92
откуда /wb = 6,5°С и tw« = 6.5 + 2,73 = 9,23°С.
В связи с низким значением /^н, которое вызовет увеличение емкости
баков-аккумуляторов на холодильной станции, поскольку температура воды
на выходе из кожухотрубных испарителей хладоновых компрессионных машин,
согласно СНиП П-35-75, должна быть не ниже 6°С, увеличиваем коэффициент
орошения ц до 1,4.
По данным табл. 6 увеличение ц в указанных пределах не влияет на зна-
чения Ef и Е,
Определяем twK при значении ц = 1,4:
107-7,15
к “ ---+ 2>6°С-
Находим значение twn по уравнению (108)
t _lfi Ю.1+2,6)
I - 0,92
откуда twn = 6,8°С; tw« — 9,4°С.
2В0
10. Общее количество разбрызгиваемой воды в оросительной камере
W = цбк = 1,4-70 400 == 98 560 кг/ч.
11. Принимаем плотность расположения форсунок 24 шт./м2. Общее число
форсунок Пф = 312 шт. (прил. 2).
Требуемая производительность одной форсунки по формуле (103)
W 98560
Чф = = 316 КГ/Ч.
Лф 312
Требуемое давление воды 2,2 кгс/см2 (см. рис. 44).
В связи со сравнительно высоким давлением (обычно принимают до
2 кгс/см2) форсунки принимаем латунные, без капроновых вкладышей, по-
скольку применение последних потребовало бы увеличения необходимого дав-
ления до 2,5 кгс/см2.
12. Расход холода в оросительной камере по формуле (105) составит
Qx = Gk(/h — /k)= 70 400(10,7 — 7,14) « 257 000 ккал/ч.
13. Расход тепла на второй подогрев воздуха (от параметров точки
до параметров точки )
Q2 = 6К(/П - /К1) = 70 400(7,74 - 7,5) = 16 900 ккал/ч.
14. Расчетная кратность воздухообмена в цехе в теплый период года со-
ставит
п
256 000
1,2-18 432
= 11,6 1/ч.
Расчет для холодного периода. 1. По приложению 13 находим расчетные
параметры наружного воздуха для холодного периода (точка /7х):
/н* = —12°С; /нх = —4,7 ккал/ч; фнх = 90%; = 0,5 г/кг.
Параметры внутреннего воздуха согласно заданию (точка В); /в = 2ГС;
/в = 9,84 ккал/кг; фв = 50%; ^в = 7,9 г/кг.
2. Построение процесса обработки воздуха в кондиционере на / — d-диа-
грамме приведено на рис. 106 сплошными и штриховыми линиями. Определя-
ем количество избыточного явного тепла в цехе. Общая сумма теплопоступле-
ний в цех складывается из производственных тепловыделений, поступления
тепла от людей и отопительной системы. Из этой суммы вычитаем теплопотери
цеха в расчетных условиях, т. е. при tn = — 2ГС. Поступления тепла за счет
солнечной радиации в холодный период года не учитываем.
QH = 360 000 + 8400 + 130 000 — 210 000 = 288 400 ккал/ч.
Поступления полного тепла в цех составят
Qn = QH + Qc = 288 400 + 41 200 = 329 600 ккал/ч.
Определяем угловой коэффициент луча процесса изменения состояния
воздуха в цехе
В = = -329 в°°- = 4850 ккал/кг.
W Оо
281
Наносим на / — d-диаграмму точку Нх, характеризующую состояние на-
ружного воздуха. Точка В остается неизменной, поскольку параметры в цехе
поддерживаются на уровне теплого периода.
Производительность СКВ, учитывая требования, предъявляемые к под-
держанию параметров воздуха в цехе, принимаем по расчету для теплого пе-
риода. Поскольку влаговыделения в цехе также не изменились, точка К, ха-
рактеризующая параметры воздуха после оросительной камеры, остается
неизменной. Из точки В по направлению е — 4850 ккал/кг проводим прямую
ВПХ до пересечения с линией КП, проведенной из точки К по направлению
d = const
Точка Пх определяет параметры приточного воздуха; гпх=16,5°С; /пх =
= 8,6 ккал/кг; <рпх = 64%; dnx =7,64 г/кг.
Точки Нх и В соединяем прямой НХВ, характеризующей процесс смешения
наружного воздуха с рециркуляционным (подогрев воздуха в вытяжном вен-
тиляторе в холодный период года не учитываем). Из точки К по направлению
I = const проводим прямую КСХ до пересечения с прямой НХВ в точке Ся,
соответствующей параметрам смеси наружного и рециркуляционного воздуха,
требуемым для получения воздуха с параметрами точки К после изоэнталь-
пического увлажнения в оросительной камере. Выписываем параметры воз-
духа в точке fcx = 13,2°С; /сх = 7,34 ккал/кг; <рсх = 68%; =
= 6,58 г/кг.
Расчетное количество наружного воздуха определяем по формулам сме-
шения, исходя из требуемой энтальпии смеси:
(?н/н+ (G'n-GH)/B = G'n/c1,
откуда, подставляя известные значения /н = —4,7 ккал/кг, /в = 9,84 ккал/кг,
/сх = 7,34 ккал/кг и G'n — 281 600 кг/ч, получим GH = 49 000 кг/ч, т. е.
больше, чем требуется для поддержания избыточного давления в цехе (см.
расчет для теплого периода). Это же значение можно получить графическим
методом, исходя из соотношения длин отрезков ВСХ и
Таким образом, необходимость в первом подогреве отпадает, поскольку
в расчетных условиях обеспечивается требуемая энтальпия смеси при заборе
наружного воздуха в количестве, превышающем требуемое по расчету (49 000
вместо 44 000 кг/ч).
3. Определяем расход тепла на второй подогрев воздуха (от точки /к*
до точки /пх )з
G2 = GK(/nx — /kJ = 70400(8,6 — 7,5) = 77 440 ккал/ч.
4. Производим тепловой расчет секции подогрева. Для улучшения усло-
вий работы автоматического регулятора температуры приточного воздуха
в качестве теплоносителя для секции второго подогрева принимаем воду с по-
стоянными параметрами ти = 60°С и тк = 40°С. Предварительно принимаем
типовую однорядную секцию подогрева для кондиционера КТ-60 с обводным
каналом и следующими техническими показателями (приложения 3 и 22);
Fw = 84,9 м2; /ж.с = 2,18 м2; /тр = 0,00 127 м2.
Массовую скорость воздуха в живом сечении секции подогрева находим
по формуле (78)
(v7) = 70401 = 8,95 кг/м’с.
" 2,18-3600 '
Расход теплоносителя определяем по формуле (81)
77440 = 3872 кг/ч,
60 - 40 '
282
скорость воды — по формуле (82)
3872
to =________ ___________= 0.86 м/с.
3600-988,07-0,00127 ’ 1
Значение коэффициента теплопередачи секции второго подогрева нахо-
дим по приложению 20 с интерполяцией
kw = 41,1 +0,06-0,7 = 41,5 ккал/(м2-ч-°С).
Требуемое значение теплоотдающен поверхности определяем по форму-
ле (80)
77440
Fw =-------------------------— = 52,5 м3.
415Р60+40 -12+16’5 1
’ I 2 2 /
Коэффициент запаса ki = 84,9/52,5 = 1,6, что значительно превышает
пределы рекомендуемых значений.
Поскольку типовых секций подогрева с меньшей поверхностью не изго-
товляют, а излишне развитая поверхность теплообмена ухудшает условия ре-
гулирования, снижаем ранее принятые параметры теплоносителя тн и тк до
50 и 40°С соответственно.
Тогда расчетное значение
г, 77 440
Fw =-------<--------------------г- = 74,2 м3.
4151 50 + 30 12+16,5 \
* I 2 2 /
Следовательно, и ki = 84,9/74,2 = 1,24 находится в допустимых пределах.
Гидравлическое сопротивление теплообменников секции второго подогре-
ва по формуле (83)
Hw = 26.85 -4 ’ ~3872 - 406 . = 400 кгс/м3.
40* 1
Сопротивление проходу воздуха при (иу) = 8,95 кг/м2с находим по при-
ложению 21: йв = 9,4 кгс/м2.
Расчет аэродинамического сопротивления кондиционера. Согласно приве-
денным выше расчетам, к установке приняты четыре одинаковых кондицио-
нера КТ-60 с расчетной производительностью каждого 70 400 кг/ч илн при-
мерно 58 700 м3/ч.
В практических расчетах в связи с небольшими скоростями движения
воздуха в поперечном сечении кондиционеров КТ сопротивление проходу воз-
духа учитывают только в фильтрах, секциях подогрева, воздухоохладителях
и оросительных камерах. Сопротивления вспомогательных секций, как пра-
вило, не учитывают. Сопротивление фильтра (предельное) из объемного не-
тканого материала //$ = 30 кгс/м2.
Сопротивление оросительной камеры КТ-60 Нк = 11 кгс/м2 (приложе-
ние 2).
Сопротивление секции второго подогрева Нй = 9,4 кгс/м2.
Секции первого подогрева в данном примере отсутствуют.
Общее сопротивление кондиционера 2Н = 30 + 11 + 9,4 = 50,4 кгс/м2.
По графику холодопроизводительность машины составляет 360 000 ккал/ч.
При отсутствии графиков холодопроизводительность может быть определена
теоретическим расчетом, как показано в примере 26.
Суммарная холодопроизводительность трех машин QK= 360 000-3 =
= 1 080 000 ккал/ч, что соответствует потребности в холоде для кондиционе-
ров (257 000-4 = 1 028 000), поскольку расхождение в 0,2% практического
значения не имеет.
283
Принципиальную схему холодоснабжения кондиционеров принимаем по
рис. 68.
Для создания циркуляции в контуре отсек отепленной воды — испари-
тель— отсек охлажденной воды устанавливаем три насоса (по числу испа-
рителей). Производительность каждого насоса должна составлять 75 м3/ч
согласно данным приложения 29. Требуемое давление, которое должен раз-
вивать насос, определяется гидравлическим расчетом трубопроводов цирку-
ляционного контура и сопротивлением испарителя (последнее по данным за-
водов изготовителей не превышает 1 кгс/см2 при номинальных расходах воды,
указанных в технических характеристиках испарителей). По заданной произ-
водительности и определенной расчетом потере давления в циркуляционном
контуре подбирают по каталогу соответствующий насос. Обычно для этих це-
лей применяют центробежные насосы консольные типа К. Для данного при-
мера подходит насос К-90/20, который, имея производительность 75 м3/ч, созда-
ет давление 2,2 кгс/см2 при п = 2900 об/мин.
Для подачи воды к форсункам оросительной камеры устанавливаем че-
тыре насоса (по числу кондиционеров). Производительность каждого насоса,
согласно приведенному выше расчету оросительной камеры, должна состав-
лять 98560 кг/ч или примерно 100 м3/ч. Давление, которое должен создавать
насос, определяется суммой гидравлических сопротивлений трубопроводов
(включая задвижки и смесительный клапан), требуемого давления перед фор-
сунками н давления столба воды высотой, равной расстоянию по вертикали
от нижнего уровня воды в баке до верхнего ряда форсунок в оросительной
камере.
Для выбора вентиляторной секции кондиционера предварительно опре-
деляем сопротивления воздухозаборного тракта и сети приточных воздухово-
дов, включая сопротивление шумоглушителей, регулирующих устройств и
воздухораспределителей. По общей сумме сопротивлений кондиционера и пе-
речисленных выше элементов воздушной сети определяют давление, которое
должен развивать вентилятор кондиционера, и по каталогу завода-изготови-
теля выбирают соответствующий агрегат. В частности, кондиционер КТ-60
комплектуется тремя вентиляторными агрегатами с давлением 80, 120 и
160 кгс/м2.
Выбор оборудования холодильной станции. Согласно произведенным вы-
ше расчетам расход холода в оросительной камере одного кондиционера ра-
вен 257 000 ккал/ч. Суммарная потребность в холоде с учетом 10% потерь
в трубопроводах и подогрева воды в циркуляционных насосах составит
Qx = 1,1 -4-257000 = 1 130800 ккал/ч.
Принимаем к установке три хладоновых компрессионных машины модели
ХМ-22ФУ200/2.
Номинальная холодопроизводительность каждой машины составляет
400 000 ккал/ч при температуре испарения +5°С и температуре конденсации
35°С (приложение 30).
Для определения фактической холодопроизводительности в реальных
условиях работы машины пользуемся графиком зависимости холодопроизво-
дительности от температур воды на выходе из испарителя ts2 и на входе в
конденсатор twe приведенным в каталоге ВНИИхолодмаш, изданном в 1971 г.
Минимальную температуру воды на выходе из испарителя принимаем,
согласно СНиП П-33-75, равной ts2 = 6°С. Для охлаждения конденсаторов
намечаем установку вентиляторных градирен. Температуру воды на входе
в конденсатор (после охлаждения в градирне) принимаем на 5°С выше рас-
четной температуры наружного воздуха по мокрому термометру, т. е. twl =
= 19,5 + 5 = 24,5°С, при значениях ts2 = 6°С и tw^ = 24,5°С.
Для рассматриваемого примера требуемое давление насоса составило при-
мерно 3,6 кгс/см2. По каталогу подбираем насос типа 4К-8а, который при
п = 2900 об/мин и производительности 100 мэ/ч развивает давление
3,7 кгс/см2.
284
Насосы циркуляционных контуров холодильных машин и насосы конди-
ционеров обычно не резервируются. Предусматривается хранение на складе
по одному насосу каждого типа для быстрой замены в случае выхода из
строя какого-либо из работающих насосов.
Емкость бака-аккумулятора при автоматическом управлении работой хо-
лодильных машин определяют по формуле (179)
Уб =_____36------«85 м3.
6 16(6,8 — 6)
В связи с намеченной установкой машин ХМ-22ФУ200/2, допускающих
только два включения в час, емкость бака увеличивают вдвое, т. е. следует
принять Уб = 85-2 = 170 м3. Бак может быть установлен как в помещении
холодильной станции, так и на открытой площадке, вне здания.
В практических расчетах часто допускают снижение расчетной темпера-
туры воды на выходе из кожухотрубных испарителей до 4°С с целью значи-
тельного уменьшения необходимой емкости бака-аккумулятора. Однако при
этом предусматривается установка резервного насоса на циркуляционном
контуре испарителя и его автоматическое включение при выходе из строя ра-
бочего насоса.
Требуемая емкость бака при /мин = 4°С
Уб =
360-3-2
16(6,8 — 4)
= 48 м3,
т. е. емкость бака уменьшилась в 3,5 раза.
В комплекте оборудования, поставляемого с холодильной машиной, как
правило, имеются также приборы защиты испарителей от замораживания.
§ 74. Использование электронных
вычислительных машин при проектировании
систем кондиционирования воздуха
Традиционный ручной метод проектирования базируется на
интеллектуальной деятельности инженера-проектировщика и вы-
полняется без участия каких-либо проектирующих систем. При
этом процесс проектирования, осуществляемый каждым конкрет-
ным разработчиком, имеет свой индивидуальный характер,
вследствие чего, как правило, каждый проектировщик предлага-
ет свое, отличное от других, проектное решение. Если процесс
проектирования одного и того же объекта поручить нескольким
независимым проектировщикам, будет получено несколько про-
ектных решений, которые будут отвечать поставленным требова-
ниям, но будут отличаться качественными показателями (эконо-
мическими, эстетическими, эксплуатационными и т. п.). Выбор
лучшего из возможных вариантов позволит получить оптималь-
ное проектное решение.
Стремление удешевить и ускорить традиционные методы про-
ектирования привело к разделению всех процессов проектирова-
ния на творческие, требующие обязательного участия высоко-
квалифицированного проектировщика (выбор расчетной схемы,
математических методов и т. п.), и на нетворческие, рутинные,
285
выполнение которых можно поручить менее квалифицированным
специалистам или механизировать (вычерчивание, выполнение
расчетов и т. п.).
Внедрение в инженерную практику быстродействующих элек-
тронных вычислительных машин (ЭВМ) позволило коренным
образом перестроить традиционные методы проектирования и
перейти к автоматизированному или машинному проектиро-
ванию.
В автоматизации процесса архитектурно-строительного про-
ектирования в настоящее время уже имеются определен-
ные успехи. Что же касается проектирования инженерного обо-
рудования зданий и, в частности, установок кондиционирования
воздуха, то в направлении создания автоматизированных систем
проектирования для этих целей делаются лишь первые шаги.
Вместе с тем ясно, что существенное улучшение качества проек-
та и сокращение сроков проектно-конструкторских работ могут
быть достигнуты только за счет комплексной автоматизации всех
видов труда инженера-проектировщика, включая и наиболее тру-
доемкие чертежно-графические работы.
Различают два уровня автоматизации проектирования с по-
мощью ЭВМ.
На первом уровне ЭВМ применяются для автоматиза-
ции отдельных частных этапов проектирования, таких как гид-
равлические расчеты трубопроводов и воздуховодов, расчеты
воздухообмена и теплопотерь, калориферных и вентиляционных
установок и пр. Вся предварительная подготовка исходных дан-
ных, конструирование и оформление проектной документации по-
прежнему выполняется вручную. При этом не используются пол-
ностью широкие логические и информационные возможности
современных ЭВМ. Причинами этого являются недостаточная
формализация и систематизация исходных данных по объемно-
планировочным и технологическим решениям, а также отсутст-
вие логических алгоритмов для автоматического использования
этих данных в процессе проектирования.
Кроме того, не детерминирован процесс принятия основных
инженерных решений, выполняемый обычно проектировщиком
эвристически, на основе интуиции и опыта.
Трудности, вызванные необходимостью многократной подго-
товки информации при использовании отдельных программ,
а также повторными вычислениями по общим частям алгоритмов
не позволяют считать этот уровень автоматизации удовлетвори-
тельным.
Второй уровень состоит в разработке систем автома-
тизации проектирования (САПР), реализующих весь процесс
проектирования в целом — от сбора и переработки исходной ин-
формации, инженерно-технических расчетов и конструирования
до графического оформления проектной документации. В процес-
се действия такой системы на отдельных ключевых участках ее
286
в качестве оценивающего и направляющего звена может участ-
вовать проектировщик. Для создания таких систем необходимо
формализовать процесс выполнения всех этапов проектирования
и на этой основе стандартизовать способы представления исход-
ной информации и минимизировать ее объем. В качестве под-
программ такая система естественно включает программы, раз-
работанные на первом уровне автоматизации. При этом следует
иметь в виду, что эффективность систем проектирования в боль-
шой степени зависит от удобства и простоты ручной подготовки
исходной проектной информации. Поэтому при разработке этих
систем особое внимание уделяется вопросу представления ис-
ходных данных в форме, принятой в инженерной практике.
Автоматизация всего процесса проектирования СКВ требует
разработки системы алгоритмов и программ для:
переработки соответствующей геометрической информации;
определения теплопотерь, расчета тепло-влаго-газопоступле-
ний, составления тепловлажностного баланса помещения;
выбора схемы воздухораспределения, определения макси-
мальной рабочей разности температур, расчета требуемой произ-
водительности СКВ;
определения количества рециркуляционного и наружного
воздуха, подбора кондиционеров;
расчета систем воздуховодов и воздухораспределительных
устройств;
расчета процессов тепловлажностной обработки воздуха;
расчета камер орошения, воздухонагревателей, воздухоохла-
дителей, фильтров и других элементов оборудования СКВ;
расчета тепло- и холодоснабжения систем кондиционирования
воздуха;
расчета схемы автоматического регулирования;
расчета регулирующих клапанов и шумоглушителей;
технико-экономических расчетов СКВ, составления специфи-
каций, смет, графического оформления проектной документа-
ции.
Как видно из приведенной последовательности процесса про-
ектирования СКВ, этапы, связанные с принятием основных про-
ектных решений (выбор схем, оборудования и т. д.), носят твор-
ческий характер и их целесообразно выполнять вручную.
Операции, связанные с подготовкой к собственно расчету
СКВ и содержащие логические и вычислительные задачи, необ-
ходимо алгоритмизировать.
Однако широко эксплуатируемые программы (или комплек-
сы программ) по расчету и проектированию охватывают не бо-
лее 30% всех задач в области кондиционирования воздуха. Эти
программы написаны либо в кодах конкретной ЭВМ — Минск-22,
Минск-32, М-220, М-222, БЭСМ-4, БЭСМ-6, «Наири», «Мир» и
других, либо на алгоритмических языках АЛГОЛ, АЛГАМС,
ФОРТРАН и др.
287
Таблица 47. Краткий перечень основных программ для ЭВМ
Этап проектирования СКВ Шифр программы Тип ЭВМ Организация- разработчик
Расчет теплопотерь с учетом инфильтрации в жи- лых и общественных зданиях (СНиП 11-33-75) Теплопотери-77 0ГП-1М KOPSAR БЭСМ-6, ЕС-1020 Наири-К ЕС-1020 КиевЗНИИЭП, г. Киев Одесский филиал Гнпрограда Укргипропромсельстрой, г. Киев
Расчет теплопоступленнй от солнечной радиации через наружные ограждения помещений общест- венных зданий (СНиП 11-33-76) ОГП-34 Наири-К Одесский филиал Гипрограда
Расчет калориферов для СКВ КАЛОР АПР-8 ОГП-11 Терма ЕС-1020 Минск-32 Ми иск-22 Наири-К Мин ск-32 Минск-32 Мор довгр ажд а и п р оект, г. Саранск Марийскгр а ж д а н п р оект, г. Йошкар-Ола ЛенНИИпроект, г. Ленинград Одесский филиал Гнпрограда Гнпрохиммаш, г. Киев Киргизпромпроект, г. Фрунзе
Расчет глушителей аэродинамического шума —< Шарм БТ-40 М-222, ЕС-1020 ЕС-ЙО20 Минск-22 ГСПИ, г. Ленинград ГПИ-5, г. Киев Алмаатннский Сантехпроект
Расчет регулирующих клапанов, установленных на трубопроводах калориферов Клапан Мир-1 Киевский Промстройпр-оект
6tt
Гидравлический расчет трубопроводов для тепло* । снабжения СКВ 1 Харьков-52
Комплексный расчет и оптимизация СКВ (возду- ховодов, калориферов, вентиляторов) 1 Харьков-74 ORVENS Кама-32 — Паук
Расчет воздухораспределителей равномерной раз- дачи Расчет воздухораспределителей, создающих го- ризонтальные компактные струи ОРГАС45 Струи
Комплексный расчет и оптимизация центральных СКВ (теплопюступлений, процессов обработки воз- духа, оборудования) —
Расчет систем бескомпрессорного сухого охлаж- дения воздуха в СКВ Росинка-22 Росинка-24
Минск-32 (22) Харьковский Сантехпроект
Минск-32 (22) ЕС-1020 Минск-32 (22) Наири-К БЭСМ-6 ЕС-10-20 Харьковский Сантехпроект Укргипр о пр омсел встрой, г. Киев Гипрохиммаш, г. Киев Одесский филиал Гипрограда ГСПИ, г. Ленинград ГПИ-5, г. Киев
Минск-32 Минск-32 Гипрохиммаш, г. Киев Гипрохиммаш, г. Киев
Мииск-32 (22) Минск-22 КиевЗНИИЭП, г. Киев Минский филиал Ленгипромясомоллром Пермъграждаипроект, г. Пермь
Минск-22 КиевЗНИИЭП, г. Киев
В табл. 47 приведены отдельные этапы проектирования СКВ,
для которых разработаны программы, ориентированные на раз-
личные типы ЭВМ.
Технология автоматизированного расчета по конкретной про-
грамме состоит в том, что проектировщик архитектурно-конст-
рукторского бюро (АКБ) выдает задание на расчет в форме,
принятой в инженерной практике. В подразделении автомати-
зированных расчетов (АПР) проектировщик — технолог, имею-
щий навыки по использованию программ,— выполняет подготов-
ку (кодирование) исходных данных на стандартных бланках.
Эта информация в вычислительном центре (ВЦ) перфорируется
на машинных носителях (перфокарты, перфоленты) и передается
оператору для счета на ЭВМ. Результаты счета вновь поступают
к проектировщику в АПР для оценки и обработки полученных
результатов и передачи их в АКБ.
Имеется и другой способ организации процесса решения за-
дачи на ЭВМ, когда подготовка исходных данных выполняется
непосредственно инженерами-проектировщиками в АКБ и пере-
дается в ВЦ для перфорации и постановки задачи на ЭВМ.
Однако наличие специализированного звена (АПР), выполняю-
щего подготовку исходных данных, позволяет более оперативно
выявлять ошибки, допущенные при автоматизированном проек-
тировании, и ускорять время прохождения задачи в ВЦ.
На этапе подготовки исходных данных составляется расчет-
ная схема системы СКВ, проставляются номера участков, произ-
водится заполнение массивов технологических, геометрических
п нормативно-справочных показателей.
Решение задачи на ЭВМ состоит из вызова необходимой про-
граммы из библиотеки программ, хранящейся на магнитной лен-
те, ввода перфоленты (перфокарт) исходных данных и выполне-
ния счета данной задачи с распечаткой результатов.
Правильная и четкая организация вычислительного процесса
при проектировании СКВ позволяет в 2—3 раза сократить трудо-
затраты и улучшить качество проектных решений за счет точно-
сти и многовариантности выполняемых расчетов.
Приложение 1
ПРИЛОЖЕНИЯ
Некоторые физические величины н коэффициенты их перевода из единиц МКГСС в единицы СИ
Величина Система единиц Наименование единиц Сокращенное обозначение единицы Перевод в единицы СИ
Длина СИ МКГСС метр метр М м Основная единица
Масса СИ МКГСС килограмм килограмм-сила-секунда в квадрате на метр кг кгс-с2/м Основная единица 1 кгс-св/м=9,|8Ц| кг
Время СИ МКГСС секунда секунда с с Основная единица
Сила СИ МКГСС ньютон килограмм-сила н кгс 1 кгс =9,81 Н
Удельный вес СИ мкгсс ньютон на кубический метр килограмм-сила на кубический Н/м1 кгс/м3 •1 -кгс/м* = 9,81 н/м1
Плотность СИ метр килограмм на кубический метр кг/м3
(объемная масса) мкгсс килограмм-сила-секунда в квадрате на метр в четвертой степени кгс*с2/м4 11 кгс-с2/м4 = = 9,81 кг/м1
Работа, энергия СИ мкгсс Внесистемная единица джоуль кил огр а мм -сила - м етр киловатт-час Дж КГС-М кВт-ч 1 игс-м «=»9,81 Дж 1 кВт-ч =>3600 кДж
Мощность СИ мкгсс Внесистемная единица ватт килограмм-сила-метр в се- кунду лошадиная сила Вт иге-м/с 1 Л. с. 1 1 кгс-м/с = 9,81 Вт 1 л. с. = 735,5 Вт 1 л. с. = 75 кгс-м/с
Давление (мехавжеское иа- СИ ньютон на квадратный метр Н/м2 —
пряжение) мкгсс В несистемная единица килограмм-сила на квадрат- ный метр миллиметр ртутного столба кгс/м2 , мм рт. ст. 1 кгс/м2 = 9,8>1 Н/м2 11 мм рт. ст. = «='133,3 Н/м2
Продолжение приложения 1
Величина Система единиц Наименование единиц Сокращенное обозначение единицы Перевод в единицы СИ
Динамическая вязкость Внесистемная единица миллиметр водяного столба мм вод. ст. 1 ММ ВОД. СТ. = = 9,81 Н/м2
СИ мкгсс ньютон-се кун да на квадрат- ный метр килограмм-сила-секунда на квадратный метр Н*с/м2 кгс-с/м2 1 ктс-с/м2 = 9,81 Нс/м2
Кинематическая вязкость СИ мкгсс квадратный метр в секунду квадратный метр в секунду м2/с м2/с —
Угловая скорость вращения си мкгсс радиан в секунду обороты в минуту рад/с об/мин 1 об/мин = 0,1*05 рад/с
Термодинамическая темпе- ратура СИ Внесистемная единица Кельвин градус Цельсия к °C Основная единица t = Т — 273,15К
S Удельная теплота си Внесистемная единица джоуль на килограмм килокалория на килограмм Дж/кг ккал/кг 1 ккал/кг = 4187 Дж/кг
Удельная теплоемкость Энтропия системы си Внесистемная единица СИ Внесистемная единица джоуль на килограмм-кельвин килокалория на килограмм- градус Цельсия • джоуль на кельвин килокалория на кельвин Дж/(кг-К) ккал/(кг-°C) Дж/К ккал/К. 1 ккал/(кг* °C) = = 4187 Дж/(кг-К) 1 ккал/К=4,187 X X ю3 Дж/к
Тепловой поток СИ Внесистемная единица ватт килокалория в час Вт ккал/ч 1 ккал/ч = 1,163 Вт
Коэффициенты теплоотдачи СИ ватт на квадратный метр Вт/м2 —
и теплопередачи Внесистемная единица килокалория на квадратный метр-час-градус Цельсия ккал/(м*ч«°С) 4 ккал/(м2*ч*°С) = = 1,16-Ю-3 кВт/(м2-К)
Коэффициент теплопровод- СИ ватт иа метр-градус Цельсия ВтДм-^С) —
ности Холодопроизводительность Внесистемная единица килокалория на метр-час-гра- дус Цельсия см. тепловой поток ккал/(м-ч°С) 1 ккал/(м*ч*°С) = = 1J16 Вт/(м*К)
Объемная холодопроизво- дительность Внесистемная единица килокалория иа кубический метр ккал/м3 1 такал/м3 = 4,187 кДж/м3
Приложение 2
Техническая характеристика камер орошения
Кондици- онер Номиналь- ная про- изводи- тельность по воз- духу, м»/ч Габаритные размеры по* перечного сечения, мм Живое сече- ние для прохо- да возду- ха, м» Номиналь- ная массо- вая ско- рость воздуха в попереч- ном сече- нии, кг/(м«-°С) Общее число форсунок при плотности, шт./(м»-ряд) Сопро- тивле- ние каме- ры, кгс/м1 Масса, кг
шири- на высота 18 24
кд-ю 10000 776 1300 1 3,34 36 48 12,3 599
КД-20 20000 1536 1300 2 3,34 72 96 12,4 865
КТ-30 31500 1665 2003 3,34 3 108 144 11 1534
КТ-40 40000 1665 2503 4,17 3,2 144 192 12,3 1733
КТ-60 63000 3405 2003 6,81 2,94 234 312 11 2713
КТ-80 80 000 3405 2503 8,52 3,14 312 416 12,3 3031
КТ-120 125000 3405 4003 13,65 2,94 468 624 11 4042
КТ-160 160000 3405 5003 17,05 3,14 624 832 12,3 5213
КТ-200 200000 5155 4003 20,8 3,2 720 960 11 5829
КТ-250 250000 5155 5003 25,8 3,24 960 1280 12,3 6826
Приложение 3
Техническая характеристика секции подогрева кондиционеров КТ
Кондиционер Число ря- дов тру- бок в теп- лообмен- нике Число базовых тепло- обменников Плошадь, м» Сопротивле- ние по воз- духу» кгс/м»
одномет- ровых полутора- метровых живого сечения для про- хода воз- духа теплоотдаю- щей поверх- ности
* Без обводного канала
КТ-30 1 55,6 3,4
2 2 — 1,44 108,9 5,5
3 162,8 6,6
1 69,6 3,56
КТ-40 2 1 1 1,83 137,3 5,7
3 205,2 6,7
1 112,9 3,4
КТ-60 2 4 2,88 219,6 5,5
3 327,4 6,6
1 141,4 3,56
КТ-80 2 2 2 3,66 276,7 5,7
3 412,6 6,7
1 226,4 3,4
КТ-120 2 2 4 5.76 441,6 5,5
3 686,7 6,6
1 282,9 3,56
КТ-160 2 4 4 7,24 555,8 5,7
3 827,9 6,7
1 341,3 3,8
КТ-200 2 3 6 8,7 667,2 6
3 995 7,15
1 426,4 3,8
КТ-250 2 6 6 10,86 832,3 6
3 1240,1 7,15
293
Продолжение прилож. 3
Кондиционер Число ря- дов тру- бок в теп- лообмен- нике Число базовых тепло- обменников Площадь» м* Сопротивле- ние по воз- духу» кгс/м’
одномет- ровых полутора- метровых живого сечения для про- хода воз- । Духа теплоотдаю- щей поверх- ности
С обводным каналом
К-30 1 41,8 5,7
2 — 1 1,09 82,8 9,1
3 123,8 11
1 55,6 5,2
К-40 2 2 —— 1,44 108,9 8,3
3 162,8 10
1 84,9 5,7
К-60 2 2 2,18 166,9 9,1
3 249 11
1 112,9 5,2
К-80 2 4 —— 2,88 219,6 8,3
3 327,3 10
1 169,9 5,7
К-120 2 4 4,36 333,9 9,1
3 497,9 11
1 226,6 5,2
К-160 2 2 4 5,76 441,7 8,3
3 661,6 10
1 256,2 5,6
К-200 2 — 6 6,54 502,1 9
3 748,2 10,7
1 341,3 5,6
К-250 2 3 6 8,64 667,2 9
3 994,1 10,7
Приложение 4
Техническая характеристика секций подогрева с обводным каналом для кон-
диционеров КД
Кондицио- нер Число рядов труб Теплоот- дающая поверх- ность, м’ По воздушной части По теплоносителю
сече- ние обвод- ного кака- ла» м1 живое сече- ние для прохо- да воз- духа, м> сопротив- ление по воздуху, кгс/м1 число ходов в од- ном кало- рифе- ре число трубок в од- ном ходе живое сече- ние хода, м1
1 12,9 7.6 12 2 0,000508
КД-10 2 25,8 0,18 0,33 10,4 12 4 0,00102
3 38,7 14,8 12 6 0,00152
1 25.95 7,7 6 4 0,00102
КД-20 2 51,9 0,36 0,65 10,6 6 8 0,00203
3 77,85 15,3 6 12 0,00305
Приложение 5
Техническая характеристика поверхностных орошаемых воздухоохладителей
кондиционеров КД
Кондици- онер Число рядов трубок Число теплообменни- ков Холодоотдаю- щая поверх- ность, м’ Живое сече- ние для про- хода возду- ха, м’ Сопротив- ление по воздуху, кгс/м’
двухряд- ных трехряд- ных
4 2 — - - 64,3 50
5 1 1 80 55
КД-10 6 2 96,5 0,041 60
7 2 1 112,6 65
8 1 2 128,6 70
9 — 3 144,7 75
4 2 129,4 50
5 1 1 161,7 55
6 — 2 194 60
КД-20 7 2 1 226,4 0.81 65
8 1 2 258,7 70
9 -— 3 291,1 75
Приложение 6
Техническая характеристика поверхностных неорошаемых воздухоохладителем
кондиционеров КД и КТ
Кондиционер Число рядов трубок Число базовых теплообмен- ников Холодоотдаю- щая поверх- ность, м’ Живое сече- ние для про- хода воздуха, м’
однометровых полуторамет- ровых
двух- ряд- ных трех- ряд- ных Двух- ряд- ных трех- ряд- ных
4 2 - 64,3
5 1 1 —- — 80
КД-10 6 — 2 — — 96,5 0,41
7 2 1 112,6
8 1 2 — —— 128,6
9 —. 3 — — 144,7
4 2 __ 129,4
5 1 1 — 161,7
КД-20 6 2 — — 194 0,81
7 2 1 — — 226,4
8 1 2 — 258,7
9 — 3 — — 291,1
295
Продолжение прилож. 6
Кондиционер Число рядов трубок Число базовых теплообмен- ников Холодоотдаю- щая поверх- ность, м* Живое сече- ние для про- хода воздуха, м»
однометровых полутора- метровых
двух- ряд- ных трех- ряд- ных двух- ряд- ных трех- ряд- ных
4 4 — 217,8
5 2 2 — 271,7
КТ-30 6 — 4 325,6 1,44
7 4 2 — —— 380,6
8 2 4 — 434,5
9 — 6 488,4
4 2 — 2 — 274,5
5 1 1 1 1 342,5
КТ-40 6 — 2 -— 2 410,4 1,83
7 2 1 2 1 479,7
8 1 2 1 2 547,7
9 < 3 — 3 615,7
4 8 — —— 439,1
5 4 4 546,1
КТ-60 6 — 8 — 654,7 2,88
7 8 4 — — 766,5
8 4 8 — 874,3
9 — 12 — — 982,1
4 4 — 4 553,4
5 2 2 2 2 689,4
КТ-80 6 —-» 4 — 4 825,3 3,66
7 4 2 4 2 966
8 2 4 2 4 1102
9 —— 6 — 6 1237,9
4 4 — 8 — 887,3
5 2 2 4 4 1105.3
КТ-120 6 — 4 — 8 1323,3 5,76
7 4 2 8 4 1548,9
8 2 4 4 8 1766,8
9 — 6 12 1984,9
4 8 — 8 — 1106,8
5 4 4 4 4 1378,7
КТ-160 6 — 8 — 8 1650,6 7,24
7 8 4 8 4 1932,2
8 4 8 4 8 2204,0
9 — 12 — 12 2475,9
4 6 — 12 — 1334,5
5 3 3 6 6 1661,4
КТ-200 6 — 6 — 12 1988,4 9,25
7 6 3 12 6 2328,7
8 3 6 6 12 2655,6
9 — 9 — 18 2982,6
4 12 — 12 — 1664,7
5 6 6 6 6 2072,5
КТ-250 6 — 12 — 12 2480,3 10,86
7 12 6 12 6 2904,8
8 6 12 6 12 3312,6
9 — 18 — 18 3720,4
Приложение 7
Техническая характеристика автономных кондиционеров
Кондиционер Производи- 1 тельиость 1 Охлаждение кон- денсатора (для водяного расхода воды, м»/ч) Холодильный агент Электрические параметры Мощность электро- двигателя, кВт Габариты, мм Масса, кг
по воз- духу, М®/Ч по хо- лоду, ккал/ч высо- та шири- на длина
ICB1-17 КА-6А 3500 1700 17 000 7500 Водяное То же Хладон-22 Хладон-12 Переменный трехфаз- ный ток 380 В. 50 Гц 4,2 1800 1200 500 540
„ Азербай- джаном* БК-1500 450 400 1600 1500 Воздушное То же Хладон-22 Хладон-22 Переменный ный ток 220 однофаз- В, 50 Гц 3,4 1,1 0,1 1400 410 400 530 420 600 950 675 585 340 70 46,5
Примечание. Свободное давление для кондиционеров КВ1-17 на выходе 30 кгс/м2
297
Приложение 8
Техническая характеристика неавтономных кондиционеров типа КНУ
Кондиционер Производительность Давле- ние на вы- ходе, кгс/м1 Питание По- треб- ляемая МОЩ- НОСТЬ, кВт Система управле- ния Габариты, мм Масса, кг
по возду- ху, м’/ч по хо- лоду, ккал/ч по теплу, ккал/ч
холодо- носитель теплоисточ- ник электриче- ские пара- метры дли- на ши- рина вы- сота
перво- го по- догрева второ- го по- догрева
КНУ-2,5 2 500 14 500 43 000 8 000 26 Холод- Перегре- Перемен- 3,9 Элек- 1350 102-1 235' 78э
КНУ-5 5 000 29 000 86 000 16 0( 0 30 ная во- тая вода с ный трех- фазный 7,2 триче- 1800 1025 2350 1020
КНУ-7,5 7 500 43 500 129000 24 000 30 да тем- перепадом 7,2 ская 2250 1025 23^0 1270
КНУ-12 12 000 60 000 250 000 •7 000 30 перату- рой 8'С темпера- ток 14,5 Пневма- 1855 1815 2850 25G0
КНУ-18 18 000 100 000 380 000 70 000 30 тур 130— —70°С 220/380 В, 50 Гц 14,7 тиче- ская 2745 1815 2850 3400
Приложение 9
Основные физические характеристики воздуха при давлении 760 мм рт. ст.
Тем- перату- ра воз- духа, °C 1 ма сухого воздуха Парциальное давление водя- ных паров, на- сыщающих воздух Содержание водяного пара при полном насыщении
масса, кг ВЗЯТЫЙ при 0°С образует при 1°С объем, м1 взятый при /°C образует при 0°С объем, м* в 1 мя па- паровоз- душной смесв, кг в 1 кг па- ровоз- душной смеси, кг В 1 КГ сухого возду- ха, г,
мм рт. ст. кгс/м*
—20 1,396 0,927 1,079 0,94 12,6 0,0011 0,0008 0,77
—19 1,39 0,93 1,075 1,015 13,8 0,0012 0,0008 0,86
—18 1,385 0,934 1,071 1,116 15,17 0,0013 0,0009 0,93
—17 1,379 0,938 1,066 1,207 16,41 0,0014 0,001 1,04
-16 1,374 0,941 1,062 1,315 17,78 0,0015 0,0011 1,11
—15 1,368 0,945 1,058 1,429 19,03 0,0016 0,0012 1.2
-14 1,363 0,949 1,054 1.551 21,06 0,0017 0,0013 1.3
-13 1,358 0,952 1,05 1,684 22,84 0,0019 0.С014 1.4
-12 1,353 0,956 1,046 1,826 24,89 0,002 0,0015 1.5
—11 1,348 0,959 1,042 1,979 26,95 0,0022 0,0016 1,65
-10 1,342 0,963 1,038 2,143 28,45 0,0023 0,0017 1,79
-9 1,337 0,967 1,034 2,32 30,82 0,0025 0,0019 1,93
—~8 1,332 0,971 1,03 2,509 33,38 0,0027 0,002 2,08
—7 1,327 0,974 1,026 2,712 36,14 0,0029 0,0022 2,25
—6 1,322 0,978 1,023 2,928 39,1 0,0031 0,0024 2,4
-5 1,317 0,982 1,019 3,158 42,32 0,0034 0,0026 2,6
-4 1,312 0,985 1,015 3,404 45,79 0,0036 0,0028 2,8
з 1,308 0,989 1,011 3,669 49,54 0,0039 0,003 3.1
-2 1,303 0,993 1,007 3,952 53,58 0,0042 0,0032 3,28
-1 1,298 0,996 1,004 4,256 57,96 0,0045 0,0035 3,58
-0 1,293 I 1 4,579 62,54 0,0049 0,0038 3,8
+1 1,288 1,004 0,996 4,926 67,16 0,0052 0,0041 4,15
2 1,284 1,007 0,993 5,294 72,08 0,0056 0,0043 4,48
3 1,279 1,011 0,989 5,685 77,31 0,006 0,0047 4,77
4 1,275 1,015 0,986 6,101 82,89 0,0064 0,005 5,1
5 1,27 1,018 0,982 6,534 88,83 0,0068 0,0054 5,4
6 1,265 1,022 0,979 7,013 95,14 0,0073 0,0057 5,78
7 1,261 1,026 0,975 7,513 101,85 0,0077 0,0061 6,21
8 1,256 1,029 0,972 8,045 108,99 0,0083 0,0066 6,65
9 1,252 1,033 0,968 8,609 116,56 0,0088 0,007 7,13
10 1,248 1,037 0,965 9,209 124,6 0,0094 0,0075 7,64
298
Продолжение прилож. 9
Темпе- ратура возду- ха, сс 1 м» сухого воздуха Парциальное давление водя- ных паров, на- сыщающих воздух Содержание водянго пара при полном насыщении
масса, кг взятый при 0°С образует при t°C объем, м1 ВЗЯТЫЙ при /°C образует при 0°С объем, м» в 1 м» па- ровозду- шной смеси, кг В 1 КГ паровоз - душной смеси, кг в 1 кг сухого возду- ха, г
мм рт. ст. кгс/м»
11 1,243 1,04 0,961 9,844 132,71 0,01 0,008 8,15
12 1,239 1,044 0,958 10,518 142,16 0,0107 0,0086 8,75
13 1,235 1,048 0,955 11,231 151,75 0,0113 0,0092 9,35
14 1,23 1,051 0,951 11,987 161,89 0,0121 0,0098 9,97
15 1,226 1,055 0,948 12,788 172,64 0,0128 0,0105 10,62
16 1,222 1,059 0,945 13,634 184,02 0,0136 0,0112 11,4
17 1,217 1,062 0,941 14,53 196,05 0,0145 0,0119 12,11
18 1,213 1,066 0,938 15,477 208,78 0,0154 0,0127 12,93
19 1,209 1,070 0,935 16,477 222,22 0,0163 0,0135 13,80
20 1,205 1,073 0,932 17,533 236,43 0,0173 0,0144 14.71
21 1,201 1,077 0,929 18,650 251,44 0,0183 0,0153 15,60
22 1,197 1,081 0,925 19,827 267,26 0,0194 0,0163 16,80
23 1,193 1,084 0,922 21,068 283,97 0,0206 0,0173 17.70
24 1,189 1,088 0,919 22,377 301,59 0,0218 0,0184 18,81
25 1,185 1,092 0,916 23,756 320,16 0,0230 0,0195 20,10
26 1,181 1,095 0,913 25,209 339,71 0,0244 0,0207 21,40
27 1,177 1,099 0,910 26,739 360,34 0,0258 0,0220 22,65
28 1,173 1.103 0,907 28,349 382,08 0,0272 0,0234 24,00
29 1,169 1,106 0,904 30,043 404,87 0,0288 0,0248 25,60
30 1,165 1,110 0,901 31,824 428,86 0,0304 0,0263 27,23
31 1,161 1,114 0,989 33,965 454,15 0,0320 0,0278 28,80
32 1,157 1,117 0,895 35,663 480,71 0,0338 0,0295 30,61
33 1,154 1,121 0,892 37,729 508,60 0,0357 0,0312 32,50
34 1,150 1,125 0,8Ь9 39,898 537,87 0,0376 0,0331 34,43
35 1,146 1,128 0,886 42,175 568,64 0,0396 0,0350 36,63
36 1,142 1,132 0,884 44,563 600,91 0,0417 0,0370 38,08
37 1,139 1,136 0,881 47,067 607,57 0,0439 0,0392 41,10
38 1,135 1,139 0,878 49,692 670,26 0,0462 0,0414 43,55
39 1,132 1,148 0,875 52,442 707,47 0,0486 0,0438 46,10
40 1,128 1,147 0,872 55,324 746,45 0,0511 0,0463 49,00
41 1,124 1,150 0,869 58,340 787,29 0,0538 0,0489 51,70
42 1,121 1,154 0,867 61,500 830,04 0,0565 0,0516 54,80
43 1,117 1,158 0,864 64,800 874,78 0,0594 0,0545 58,00
44 1,114 1,161 0,861 68,260 921,61 0,0623 0,0575 61,31
45 1,110 1,165 0,858 71,880 970,56 0,0654 0,0607 65,26
46 1,107 1,169 0,856 75,650 1021,77 0,0687 0,0640 68,91
47 1,103 1,172 0,853 79,600 1075,27 0,0720 0,0675 72,80
48 1,100 1,176 0,850 83,710 1131,16 0,0756 0,0711 77,00
49 1,096 1,180 0,848 88,020 1189,55 0,0792 0,0750 81,51
50 1,093 1,183 0,845 92,510 1250,50 0,0831 0,0790 86,69
10*
299
Приложение 10
I—d-диаграмма влажного воздуха при ре=745 мм рт. ст.
40
J5
J0
25
/5
*
^10
с?®'
ЛО
дз.0
дро
ЙО
800
750
700
050
600
-5
550
-10
§Ро
-15
J Рарцшьное давление
$Й)
-20
ч
&0
4 5 6 7 8 9 10 II-
-II ч
сек-^!^п
тоо РО
О / 2
2 3 4- 5 7 8 9 Ю И 12 И 14 15 16 17 18 Ю
влагосодержание dt г/кг
Illi I ( < I । I 1 t । I i t I । i i i i__L
5 6 7 8 9 Ю 11- 12 15 14 15 16
45~
10 // 12 13 /4 15 16 /7.
. Г"-ТгЧ-М-^г* Ч—К I 4я-!
0^
700
/5
J знтальпия !кг сухого воздуха
М=0.07 ккал/мм
d влагосодержание 1кг сухого
воздуха M-0J г/мм
Рп парциальное давление водяного
пара М=д. 25 мм рпгсгп/мм
t температура влажного воздуха,
°C
7= 0,241 + 0.597d * 0,00044 td ккал/кг
^вгз^р г/ю-, P^Psg^/HHimcni
Приложение 11
Нормы оптимальных метеорологических условий на рабочих местах в рабочей эоне производственных помещений и в обслу-
живаемой зоне других помещений
Характеристика помещения Категория работ Холодный и переходный периоды года при температуре няр\ жного воздуха ниже 10° С Теплый период года при темпериту ре наружного BO3iyxa + 10°C и выше
темпера- тура воз- духа, °C относи- тельная влаж- ность воз- духа, % скорость дви- жения воз- духа, м/с темпера- тура воз- духа, °C относи- тельная влаж- неет ь воз- духа, % скорость дви- жения воз- духа, м/с
Производственные, независимо от величины избытков явного тепла Легкая 29-22 60—30 не более 0,2 22-25 60-30 0,2—0,5
2 Средней тяжести 17—19 60-30 не более 0,3 20-23 60-30 0,2—0,5
Тяжелая 16—18 60-30 ,ие более 0,3 18-21 60-30 0,3—0,7
Вспомогательные в производствен- ных зданиях, в жилых и обществен- ных зданиях, во вспомогательных зданиях предприятий 20—22 45—30 10,1—0,15 22—25 60—30 не более 0,25
Примечания: 1, Характеристику производственных помещений ио категориям выполняемых в них работ в зависи-
мости от затраты энергии следует принимать в соответствии с ведомственными нормативными документами исходя из кате-
гории работ, выполняемых 50% работающих и более в данном помещении. Тяжесть работ в зависимости от затраты энергии
необходимо определять по Санитарным нормам проектирования промышленных предприятий. 2. Большая скорость движе-
ния воздуха из указанных в таблице соответствует максимальной температуре воздуха, меньшая — минимальной.
Приложение 12
Оптимальные параметры воздуха
Помещение Температура, °C Относительная влажность, %
Архив 14-17 57-63
Библиотека 18-21 40-50
Музей 16-24 50-60
Хирургическая операционная 19-23 55—60
Лаборатория металлов 20 40- 50
Цех точного машиностроения 20 45—50
Цех многоцветной литографии 24-26 46—48
Текстильный цех капронового корда 22 60-62
Склад бумаги для литографии 22-25 51—56
Склад табака 18-24 75-80
Зал электронно-вычислительных машин 18-24 70-75
(ЭВМ) 21-23 55—60
Помещение для хранения кинофотомате-
риалов 18-20 40—50
Приложение 13
Расчетные параметры наружного воздуха для некоторых городов СССР
Город Давле- ние воз- духа. мм рт. СТ. Период года Параметры А Параметры Б Параметры В
сС ккал/кг °C ккал/кг °C ккал/кг
Алма-Ата 700 । Теплый 27,6 12,3 31,2 13,0 42 19,5
Холодный -12 -2,2 -27 -6,4 -36 -8,6
Архангельск 760 Теплый 18,6 11,6 24,5 13,2 34 17,6
Холодный -19 -4,2 -32 -7,6 -48 —11,5
Батуми 760 Теплый 25,9 16,5 29,6 17,1 40 19,3
Холодный 4 3,1 -1 1.2 -9 -1,3
Днепропетровск 760 Теплый 26,5 12,9 31 13,7 40 20,2
Холодный -9 -1,3 -24 -5,5 -34 - 8,1
Киев 745 Теплый 23,7 12,8 28,7 13,4 39 16,9
Холодный -10 -1,6 -21 —4,7 -32 -7,6
Ленинград 760 Теплый 20,6 11,5 24,8 12,3 33 16
Холодный -11 -1.9 -25 -5,8 -36 —8,6
Львов 730 Теплый 22,1 12,7 26,4 13,7 38 16,9
Холодный —7 —0,6 -19 -4.2 -34 -8.1
Минск 745 Теплый 21,2 11,9 25,9 12,8 35 16,4
Холодный -10 -1.6 -25 -5,8 -39 -9.3
Москва 745 Теплый 22,3 11,8 285 12,9 38 16,7
Холодный -14 -2,8 -25 -5,8 -40 -9,6
Новосибирск 745 Теплый 22,7 12 26,4 13,1 38 18,8
Холодный -24 -5,5 -39 -9.3 -50 -12
Одесса 760 Теплый 25 14,1 28.6 14,8 38 17,6
Холодный -6 -0.3 -18 -3,9 -29 -6,8
Рига 760 Теплый 20,3 11,3 24,3 12,2 34 15,9
Холодный -9 -1,3 -20 -4.5 -35 -8,4
Сочи 760 Теплый 25,9 15,8 30,2 16,6 39 17,8
Холодный 2 2,3 -3 0,5 -15 -3,1
Тбилиси 715 Теплый 28,8 14,4 34,7 15 40 19,7
Холодный 0 1.4 -7 -0,9 -23 -5,3
Хабаровск 745 Теплый 24,1 14,5 28,4 15,6 40 19,4
Холодный -23 -5,3 -32 -7,6 -43 -10,3
302
Приложение 14
Тепло- и влаговыделения в зависимости от температуры воздуха в помещении
Физическая нагрузка людей Темпера- тура воз- духа в по- мещении, °C Тепловыделение, ккал/ч Влаговы- деление, г/ч Выде- ление СО., г/ч
явное тепло скрытое тепло полное количество тепла
В спокойном состоя- 10 по 30 140 30
нии (театры, клубы, 15 90 35 125 40
залы собраний и т.д.
20 70 35 105 45 30
25 50 35 85 50
30 30 50 80 75
35 10 70 80 120
При спокойной рабо- 10 120 30 150 40
те (учреждения, ву- 15 100 35 135 55
зы и т. п.)
20 85 45 130 75
25 55 70 125 НО 35
30 35 90 125 140
35 10 45 125 180
При легкой физиче- 10 130 30 160 45
ской работе 15 105 45 150 80
20 80 60 140 105 40
25 50 80 130 150
30 30 100 130 180
35 10 120 130 200
При работе средней 10 140 45 185 70
тяжести 15 115 65 180 по
20 90 85 175 140
25 60 110 170 185 55
30 35 135 170 230
35 10 160 170 280
При тяжелой физи- 10 170 80 250 135
ческой работе 15 140 ПО 250 185
20 110 140 250 240 70
25 80 170 250 300
30 45 205 250 360
35 10 240 250 420
Дети в возрасте до
12 лет — 35 15 50 23 18
303
Приложение 15
Коэффициент солнцезащиты С и сопротивление теплопередаче для световых
проемов, заполненных стеклоблоками и профильным стеклом
Вид заполнения Значение С для светового проема (в расчетный час) Сопротивление теплопередаче R9 заполнения светового □роема, м®.ч«°С/ккал
при пря- мой сол- нечной радиации для любой ориента- ции при непрямой солне- чной радиации и ориентации на
С, СЗ, 3, ЮЗ, ю СВ, в, юв
Блоки стеклянные пустотелые бесцветные (ГОСТ 9272—66), мм: 194X194X88 0,65 0,4 0,6
244X244X 98 0,7 0,43 0,65 0,37
294 x294x98 0,75 0,46 0,69
Стекло профильное марок: КП-250 0,75 0,52 0,65 0,39
ПШ-250 (в два ряда) 0,7 0,4В 0,6 о,з
ПШ-250 (в одни ряд) 0,84 0,58 0,73 0,19
Примечание. При расчете поступлений тепла через стеклоблоки и
профильное стекло значения прямой и рассеянной радиации из приложения 17
следует принимать по часу, предшествующему расчетному.
Приложение 16
Коэффициент солнцезащиты С н сопротивление теплопередаче светового
проема
Стекло и вид солнцезащиты светового проема Коэффициент солнцезащиты С заполнения све- тового проема Сопротивление теплопередаче /?с заполнения светового проема м*-Ч’0С/ккал
Одинарное остекление из оконного L Стекло толщиной мм; 2,5—3,5 4—6 8-12 2. Стекло толщиной 2,5—12 мм: а) с виутреииими жалюзи: светлыми средними по темвоте окраски темными б) с внутренними шторамн из тонкой ткани: светлыми средними по темноте окраски темными в) с внутренними шторами из белой стеклоткани г) с внутренними шторами (сворачива- ющимися) из плотного, непрозрач- ного материала: светлыми темными или витринного 1 0,95 0,9 0,56 0,65 0,75 0,56 0,61 0,66 0,45 0,25 0,59 стекла | 0,2 0,23 0,2 0,2 ) 0,2
304
Продолжение прильж. 16
СтекдО и вид солнцезащнты светового проема Коэффициент солнцеаащиты С заполнения светового проема Сопротивление теплопередаче Я* заполнения све- тового проема, мМ’°С/ккал
д) с наружными жалюзи при располо- жении пластин: перпендикулярно стеклу под углом 45° к стеклу е) с маркизами, закрытыми с боков 0,22 0,15 0,35 } 0,23 0,2
ж) с маркизами, открытыми с боков средними по темноте окраски 0,2 } 0,2
темными 0,25
з) с наружными деревянными ставня- ми-жалюзи при толщине пластин 10—20 мм: светлыми темными 0,05 ОД } 0,25
и) с наружными шторами (сворачива- ющимися) из деревянных реек; средними по темноте окраски 0,15 | 0,25
темными 0,22
Двойное остекление из оконного или
витринного стекла
1. Стекло толщиной, мм
2,5—3,5
4-6
2. Стекло толщиной 2,5—6 мм
а) с внутренними жалюзи:
светлыми
средними по темноте окраски
темными
б) с внутренними шторами из тонкой
ткани:
светлыми
средними по темноте окраски
темными
в) с внутренними шторами из плотно-
го непрозрачного материала:
светлыми
темными
г) с жалюзи между стеклами:
светлыми
темными
д) с жалюзи между стеклами и с вен-
тилируемым межстекольным прост-
ранством
0,9
0,8
0,53
0,6
0,64
0,54
0,59
0,64
0,25
0,6
0,33
0,36
0,12
} 0,4
0,44
> 0,4
} 0.4
) 0,55
0,2
30$
Продолжение прилож. 16
Стекло и вид солнцезащнты светового проема Коэффициент солнцезащнты С заполнения светового проема Сопротивление теплопередаче /?в заполнения све- тового проема, м*«ч.°с/ккал
е) со шторами между стеклами: светлыми 0,54
темными 0,56 , 0,44
из плотного непрозрачного мате- риала 0,25
ж) с наружными жалюзи при распо- ложении пластин под углом 45° к стеклу 0,13
з) с наружными жалюзи при располо- жении пластин перпендикулярно стеклу: средними по темноте окраски темными 0,19 0,13 } 0,44
и) с маркизами, открытыми с боков; средними по темноте окраски темными 0,17 0,21 0,4
Тройное остекление из оконного или
витринного полированного стекла
1. Стекло толщиной, мм: 2,6-3,5 4-6 0,83 0,79
2. Стекло толщиной 2,5—6 мм:
а) с внутренними жалюзи: 0,48
светлыми
средними по темноте окраски 0,54
темными 0,6
б) с жалюзи между внутренним и 0,38
средним стеклами
в) с жалюзи между средним и наруж- 0,24
ным стеклами
г) с наружными жалюзи 0,12
д) с маркизами, открытыми с боков: 0,15
средними по темноте окраски
темными 0,18
} 0,6
0,67
0,67
0,67
0,62
| 0,6
Примечание. Сопротивления теплопередаче, приведенные в настоя-
щей таблице, для заполнений световых проемов, имеющих жалюзи, шторы и
другие солнцезащитные устройства, следует учитывать только при расчетах
поступлений тепла в теплый период года.
306
Приложение 17
Поступление тепла, ккал/(м2-ч), от солнечной радиации в июле через одинарное остекление световых проемов со стеклом тол-
щиной 2,5—3,5 мм
Расчетная географиче- ская широта, град. с. ш. Истинное солнечное время— часы до полудня Ориентация вертикального светового проема (до полудня) Горизон- тальный световой проем Истинное солнечное время—часы после полудня
С СВ В ЮВ ю ЮЗ 3 сз
5-6 59/31 101/31 100/21 21/24 14 14 18 16 11/27 18-419
6-7 47/6! 287/78 299/94 134/74 45 31 38 40 86/53 17/18
7—8 23/70 317/98 374/115 235/94 61 48 47 48 208/67 16/17
36 8-9 61 236/89 360/106 264/93 66 52 55 52 404/75 15/16
9—10 55 128/69 297/85 256/78 30/67 54 53 53 4/6/86 14—115
10-11 53 33/61 160/73 198/71 75/67 56 53 56 578/87 13/14
11—12 52 58 28/65 102/64 95/67 3/59 53 56 616/89 12—13
5—6 61/27 146/40 184/40 43/30 17 17 18 19 17/27 <18—19
6—7 44/Ш 301/83 360/96 157/74 47 36 38 40 98/53 17—18 1 д 17
7—8 5/67 297/98 424/114 260/94 61 48 47 49 233/67 1О 11
8—9 61 222/89 405/104 304/93 52/67 52 52 52 З/4/Z 5 15—10 1л 1 г:
9—10 55 100/69 342/85 294/82 129/68 54 53 53 480/80 14— 1о
10—11 53 5/61 164/70 238/71 191/70 58 53 56 560/86 13—14
11—12 52 58 30/63 148/66 221/70 39/62 56 56 595/89 12—13
5—6 72/33 19I1./46 251/50 62/34 20 19 19 20 27/31 18—19 17 1 О
6—7 36—60 317/84 389/96 180/74 47 38 38 28 108/53 1 / — 1 О
7-8 66 307/95 438/1'1'2 286/94 64 47 47 47 2'43/76 1о—11 1 К 1 Р,
44 8—9 61 220/87 424/104 342/9.3 57/68 52 51 52 371/71 15 1 О 14 1 К
9-10 55 72/69 319/86 333/87 139/70 54 52 53 467/80 14 10 1Q 1/1
10 — 11 52 61 166/69 262/74 211/72 58 52 541/84 13—14 1 О 10
11-12 51 58 32/62 184/68 248/73 63/66 56 56 574/84 12—13
5—6 80/39 220/52 281/56 182/39 23 22 21 22 32/36 18-19 17 1 О
6-7 30/59 331/84 406/98 204/75 47 37 38 38 1 125/53 1 /—£8 1 £? 17
7-8 64 300/92 466/1111 312/94 3/63 46 | 46 46 | 1 245/63 £0 — 1 (
Продолжение прилож. 17
Расчетная географиче- ская широта, град. с. ш. Истинное солнечное^ время— часы до полудня Ориентация вертикального светового проема (до полудня) Горизон- тальный световой проем Истинное солнечное время—часы после ПОЛУ дня
С СВ В юв ю ЮЗ 3 СЗ
48 оу 00' 60 19.1/85 427/104 367/96 69/70 52 50 51 361/71 15—16
9—10 55 52/70 320/86 360/92 160/74 56 50 53 446/80 14—15
10—11 52 61 166/70 303/81 233/75 6/60 52 55 517/82 13—14
11 —12 51 58 32/62 216/72 273/76 9'1/67 56 56 553/84 12—13
5-6 88/47 259/59 319/63 100/45 27 24 24 24 49/36 18-19
6-7 22/59 336/84 427/102 234/78 51 37 38 38 •136/53 17—18
7—8 61 29 4.''9'1 469/1'11 342/95 11/65 47 46 46 250/64 16—17
52 8—9 58 159.83 428/106 385/98 81/73 54 49 50 360/71 15—16
9—10 54 36/68 3'22/86 369/95 177'75 58 51 52 437/75 14—15
10-11 52 59 166'72 312'84 257/77 12/62 52 53 503'80 1,3—14
11 12 51 56 32 62 '99 7л 296 "Ч 1 29 6" 56 54 542/84 12—13
4- 5 76,116 142/28 19’5-23 Г5Л7 10 1/1 11 10 28/17 19 20
5-6 89/48 296 64 364/64 120/49 30 24 26 26 65/36 18-19
6—7 15/57 345/80 450/99 247/77 50 ( 36 37 38 145/49 17—18
7 — 8 56 292/84 470/105 365'9'0 19/64 46 41 46 247/61 16-17
8-9 53 150/75 433/98 412/93 110/73 1 55 47 48 348/67 15—16
56 9 -10 50 22/61 3'25/78 412/88 21’1/76 58 48 49 424/75 14—15
10—11 4'9 53 166/65 367/79 298/78 18/62 50 50 487/78 13-14
11 12 47 51 32'58 284/68 34.2/79 151/65 54 50 521/80 12—13
3—4 34.6 54/8 82/6 — —- - - 20-21
4—5 96/24 23'4/3'4 250/32 50/12 14 13 12 12 42'20 19—20
5-6 92/44 333 61 385/67 134/50 30 24 26 28 79/36 18-19
6-7 13'51 347/74 466/92 269/73 46 34 34 37 153/49 17—18
7 8 49 285/71 478 '95 379'83 32 60 42 39 43 244'56 16 17
60 8-9 47 126/66 438/85 431/84 1 ! 143/70 52 43 45 336/58 15-16
9—10 44 16/53 325/66 431/79' 247/74 56 44 46 401/67 14—15
10-11 44 47 166/56 389/72 1 330/78 60/59 46 46 459/69 13—14
11 — 12 43 47 32/52 312/64 I : 386/78 18'5/61 | 48 46 1 497/67 12—13
Продолжение прилож. 17
Расчетная географиче- ская широта, град. с. ш. Истинное солнечное время— часы до полудня Ориентация вертикального светового проема (до полудня) Горизон- тальный световой проем Истинное солнечное время—часы после полудня
С св в юв Ю юз 3 СЗ
64 е 68 3-4 4—5 5-6 6-7 7—8 8-9 9—10 10—11 11—12 2—3 3-4 4—5 5-6 6—7 7—8 8—9 9—10 10—11 11 — 12 60/16 136/33 94/45 10/47 45 44 42 41 44 54/15 96/24 110/38 97/45 8/47 44 44 41 41 41 108/20 284/44 369/64 351/71 272/71 114/63 40/50 44 44 125/14 242/28 352/50 408/67 354/71 255/71 116/64 4/49 44 44 104/16 264/44 405/73 480/90 495/9'1 446/82 326/64 166/53 32/49 124/10 222/30 330/56 433/82 502/91 506/91 457/84 339/64 166/53 32/49 30/10 83/33 179/53 311/73 415/82 467/82 468/78 420/71 340/64 24/8 60/16 1'16/36 211/57 332/76 429/85 497/85 5011/78 457/73 380/64 10 18 31 45 49/59 167/68 285/73 374/77 426/77 7 16 20 33 6/47 68/59 199/88 317/73 398/77 450/77 8 16 24 33 40 50 55 100/58 220/60 5 10 15 24 33 40 50 56 150/56 260/61 8 18 27 32 36 40 41 42 44 6 8 16 27 32 36 40 41 42 44 9 19 30 38 41 43 43 44 44 7 12 17 33 38 41 42 42 43 44 29/13 54/26 90/36 161/49 246/53 332/53 381/62 436/58 468/56 25/13 51/27 71/32 115/40 170/49 243/53 323/53 378/58 415/58 447/58 20-21 19—20 18—19 17—18 16—17 15—16 14—15 13-14 12—13 21—22 20—21 19—20 18—19 17-18 16-17 15—16 14—15 13—14 12—13
Расчетная географиче- ская широта, град. с. ш. Истин- ное сол- нечное время— часы до полудня * С сз 3 ЮЗ ю ЮВ В СВ Горизон- тальный световой проем Истинное солнечное время — часы после полудня
Примечания: 1. Значения радиации приведены в таблице в виде дроби: в числителе — прямой радиации, в знамена-
теле— рассеянной. Отдельной цифрой (не дробью) даны значения рассеянной радиации.
2, Истинное солнечное время т с поясным временем тп приближенно связано соотношением т=тп+4 (1Г—15#), где Хг—
географическая долгота места строительства, град; N — номер пояса времени; при этом тд—тд—1 ч (где тд — декретное
время).
3. Поступление тепла от рассеянной радиации дано с учетом рассеянного отражения прямой радиации от земной по-
верхности со средним альбедо 20%,
Приложение 18
Коэффициент Ki, учитывающий затемнение остекленных световых проемов
переплетами и загрязненную атмосферу
Заполнение светового проема Незагряз- ненная атмосфера Загрязненная атмосфера промышленных райо- нов при расположении объекта строитель- ства на северной широте
36-40° | 44-68° 36—40е I 44—68°
для световых проемов, облучаемых в расчет- ный час солнцем для световых проемов, находящихся в расчет-
ный ча< в тени
Остекление одинарное без переплетов, стеклоблоками или профильным стеклом 1 0,7 0,75 1,6 1,75
Остекление двойное без пе- реплетов 0,9 0,63 0,68 1,45 1,58
Остекление металлических переплетов: одинарных 0,8 0,56 0.6 1,28 1,4
двойных 0,72 0,51 0,54 1,15 1,26
Остекление деревянных пе- реплетов: одинарных 0,65 0,46 0,48 1,04 1,14
двойных 0,6 0,42 0,45 0,96 1,05
Приложение 19
Коэффициент Кг» учитывающий снижение поступлений тепла в помещение в
результате загрязнения стекол световых проемов
Загрязнение стекол Коэффициент /Q
для вертикального остекления 80°<т<9С° для наклонного или горизонтального остекления 0°<7<80°
Значительное ' 0,85 0,75
Умеренное 1 0,9 0,8
Незначительное 0,95 0,85
Отсутствует 1 0,95
Примечания: 1. Загрязнение следует считать значительным, умерен-
ным и незначительным при содержании в воздушной среде помещения частиц
пыли, дыма или копоти соответственно 10 мг/м3 и более, от 5 до 10 мг/м3, не
более 5 мг/м3.
2. у — острый угол между плоскостью наклонного остекления и горизон-
тальной плоскостью, град.
310
Приложение 20
Коэффициенты теплопередачи к, ккал/(м2-ч-°С), типовых секций подогрева
для кондиционеров типа КТ
Скорость воды в трубках, м/с Массовая скорость воздуха в живом сечении (sq)f кг/(м*«с)
3 4 5 6 7 8 9 10 И 12
1 1 1 ; п
Однорядные секции
о,1 18,4 21,1 23,5 25,6 27,5 29,3 31,0 32,6 34,1 35,5
0,2 20,2 23,2 25,8 28,1 30,3 32,2 34,1 35,8 37,5 39,1
0,3 21,4 24,5 27,3 29,7 32,0 34,1 36,0 37,8 39,6 41,3
0,4 22,3 25,5 28,3 30,9 33,2 35,4 37,4 39,4 41,2 42,9
0,5 23,0 26,3 29,2 31,9 34,3 36,5 38,6 40,6 42,4 44,2
0,6 23,5 27,0 30,0 32,7 35,1 37,4 39,6 41,6 43,5 45,3
0,7 24,0 27.5 30,6 33,3 35,9 38,2 40,3 42,4 44,4 46,3
0,8 24,5 28,0 31,2 34,0 36,5 38,9 41,1 43,2 45,2 46,8
0,9 24,9 28,5 31,7 34,5 37,1 39,5 41,8 43,9 46,0 47,9
1.0 25,2 28,9 32,4 35,0 37,7 40,1 42,4 44,6 46,6 48,6
1,1 25,6 29,3 32,5 35,5 38,2 40,6 43,0 45,1 47,2 49,2
1.2 25,9 29,6 32,9 35,9 38,6 41.1 43,5 45,7 47,8 49,8
Двухрядные секции
0,1 17,0 19,5 21,8 23,8 25,7 27,4 29,0 30,6 32,0 33,4
0,2 18,6 21,4 23.9 26,1 28,2 39,1 31,9 33,6 35,2 26,7
0,3 19,7 22,6 25,3 27,5 29,8 31,8 33,7 35,5 37,2 38,8
0.4 20,4 23,5 26,3 23,7 30,9 33,1 35,1 36,9 38,6 40,3
0,5 21,1 24,3 27,1 29,6 31,9 34,1 36,1 38,0 39,8 41,5
0,6 21,6 24,9 27,7 30,3 32,7 31,9 37,0 38,9 40,8 42,6
0,7 22,0 25,4 28,3 30,9 33,4 35,6 37,8 39,7 41,5 43,5
0,8 22,4 25,8 28,8 31,5 34,0 36,3 38,4 40,4 42,4 44,3
0,9 22,8 26,3 29,3 32,0 31,5 35,9 39,0 41.1 43,1 45,0
1.0 23,1 26,6 29,7 32,5 35,0 37,4 39,6 41,7 43,7 45,6
1,1 23,4 27,0 30,1 32,9 35,5 37,9 40,1 42,3 44,3 46,2
1.2 23,7 27,3 30,5 33,3 35,9 38,3 40,6 42,7 44,8 46,8
Трехрядные секции
0.1 16,3 18,7 20,9 22,8 21,6 26,3 27,9 29,3 30,7 32,1
0,2 17,8 20,5 22,9 25,0 26,9 28,8 39,5 32,1 33,5 35,1
0,3 18,8 21,6 24,1 26,3 28,4 39,3 32,1 33,8 35,4 37,0
0.4 19,5 22,4 25,0 27,3 29,5 31,5 33,4 35,1 35,8 38,4
0,5 20,0 23,1 25,7 28,1 3),4 32,4 34,3 36,2 37,9 39.5
0,6 20,5 23,6 26,4 26,9 28,8 31,1 33,2 35,2 37,0 33,7 40,5
0,7 20,9 24,1 29,4 31,7 33,9 35.9 37,8 39,6 41,3
0,8 21,3 21,5 27,4 29,9 32,3 31,4 36,5 33,4 40,3 42,0
0,9 21,6 24,9 27,8 39,8 32,8 35,0 37,1 39,0 40,8 42,7
1,0 21,9 25,3 28,2 39,8 33,2 35,5 37,6 39,6 41,5 43,3
1,1 22,2 25,6 28,5 31,2 33,6 35,9 38,0 40,0 42,0 43,8
1,2 22,5 25,9 28.8 31,5 34,0 36,3 38,5 40,5 42,4 44,3
311
Приложение 21
Сопротивление проходу воздуха Нв, кгс/м2, в типовых секциях подогрева кон-
диционеров КТ (по данным ВНИИкондиционер)
Секция Массовая скорость воздуха в живом с ечении ( ^Т)> кг/(м’-с)
3 1 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Одно- рядная 1,2 2,1 3,1 4,4 5,9 7,5 9,4 11,4 13,5 16,0
Двух- рядная 1,6 2,7 4,1 5,8 7,7 9,9 12,6 15,0 17,9 21,1
Трех- рядная 2,2 3,8 5.8 8,1 10,8 13,9 17,3 21,1 25,1 29,5
Приложение 22
Техническая характеристика базовых теплообменников
Базовый тепло- обменник Число рядов Теплоотдаю- щая поверх- ность, м1 L ! Число ходов Число трубок в ходе Живое сече- ние хода, м« Общее число трубок Гидравлическое сопро- тивление Ну, кгс/м’ при скоростях, м/с
0,2 0,7 1(5
Однометро- вый 1 27,8 4 5—6 0,00127 0,00152 23 100 900 4000
2 54,5 4 10-12 0,00254 0,00305 46 140 1900 9000
3 81,4 4 15-18 0,00381 0,00467 69 165 2500 12000
Полутора- метровый 1 41,8 6 5-6 0,00 127 0,00 152 35 110 1100 5000
2 82,8 6 10-12 0,00254 0,00305 70 150 2000 9600
3 123,8 6 15-18 0,00381 0,00467 105 170 2600 13000
Примечание. Скорость воды следует определять по меньшему значе-
нию живого сечения хода.
Приложение 23
Коэффициенты теплопередачи к, ккал/(ч • м2-°С), типовых секций подогрева
кондиционеров типа КТ (теплоноситель — пар)
Массовая скорость воздуха в живом сечении (^f), кгДм^с)
3 4 5 1 6 7 8 | 9 10 11 12
Однорядная секция
22 | 25,5 | 28 ] 32 | 34,5 | 37,5 | 39,5 ] 42 ’ 44.5 | 46
312
Продолжение прилож. 23
Массовая скорость воздуха в живом сечснни (г>т), кг/(м2-с)
3 1 4 5 6 J 7 8 9 1 10 п 1 12
20,3 I 23,6 | 25,8 Двухрядная секция 29,5 32 | 34,6 | 36,5 | 39 41 1 42,5
19,5 1 22,6 | 24,7 Трехрядная секция | 28,3 1 30,7 ’ 33,2 35 1 37,4 39,3 ' 40,6
Приложение 24
Минимальное количество наружного воздуха, подаваемого в помещения си-
стемами вентиляции и кондиционирования воздуха
Помещения иди отдель- ные участки и зоны помещений Объем поме- щения (участ- ка, зоны), приходящийся на 1 чел, м> Количество наружного воздуха । на 1 чел., м’/ч. и кратность воздухообмена Примечание
при есте- ственном про- ветривании помещения без естественного проветривания помещения
Производ- ственные Менее 20 20 и более Любой 30 20 60, но не менее однократного об- мена в помеще- нии в час При системах, подающих только наружный воз- дух, и при систе- мах, работающих с рециркуляцией, если последние обеспечивают во- здухообмен крат- ностью 10 и бо- лее в час
60—120, но не менее 10—20% воздухообмена соответственно При системах, ра- ботающих с ре- циркуляцией, но при кратности ме- нее 10 в час
Обществен- ные и дру- гие помеще- ния По требо- ваниям со- ответству- ющих глав СНиП 60 Для зрительных залов, театров, кинотеатров, клу- бов и других по- мещений, в кото- рых люди нахо- дятся до 3 ч, ко- личество наруж- ного воздуха сле- дует принимать 20 мэ/ч на 1 чел.
313
Приложение 25
Термодинамические свойства хладона-12
Температура, °C Давление аб- солютное, 1 кгс/см1 Удельный объем Плотность Энтальпия Теплота па- рообразова- ния, ккал/кг Энтропия
жидкости, л/кг Я ©Л я « Е 2 жидкости, кг/л пара, кг/м» жидкости, ккал/кг пара, ккал/кг жидкости, ккал/(кг-К) пара. ккалДкг- К)
4-50 12,405 0,824 0.015 1,213 68,69 111,92 141,71 29,79 1,0394 1,1316
+48 11,745 0,818 0,015 1,222 65,24 111,41 141,57 30,16 1,0379 1,1318
+46 11,302 0,813 0,016 1,23 61,95 110,91 141,43 30,52 1,0363 1,132
4-44 10,778 0,808 0,017 1,238 58,84 110,41 141,28 30,87 1,0348 1,1321
+42 10,272 0,802 0,018 1,246 55,9 109,91 141,13 31,22 1,0332 1,1323
4-41 10,026 0,8 0,018 1,25 54,49 109,66 141,05 31,39 1,0324 1,1394
+40 9,784 0,798 0,019 1,254 53,12 109,41 140,97 31.56 1,0317 1,1324
4-39 9,546 0,795 0,019 1,258 51,8 109,16 140,89 31,73 1,0309 1,1325
+38 9,313 0,793 0,02 1,262 50,51 108,92 140,8 31,89 1,0301 1,1326
+37 9,083 0,79 0,02 1,265 49,25 108,67 140,72 32,05 1,0293 1,1327
+36 8,858 0,788 0,021 1,269 48,01 108,42 140,63 32,21 1,0285 1,1327
4-35 8,637 0,786 0,021 1,273 46,81 108,18 140,54 32,37 1,0278 1,1328
+34 8,42 0,783 0,022 1,277 45,63 107,93 140,45 32,52 1,027 1,1329
4-33 8,208 0,781 0,022 1,28 44,48 107,69 140,36 32,68 1,0262 1,1329
+32 7,999 0,779 0,023 1,284 43,35 107,44 140,27 32,83 1,0254 1,133
4-31 7,794 0,776 0,024 1,288 42,25 107,2 140,18 32,99 1,0246 1,1331
4-30 7,592 0,774 0,024 1,292 41,16 105,95 140,09 33,14 1,0238 1,1332
4-29 7,395 0,772 0,025 1,295 40,1 106,71 139,99 33,28 1,0231 1,1332
+28 7,202 0,77 0,026 1,299 39,06 106,47 139,9 33,43 1,0223 1,1333
+27 7,012 0.768 0,026 1,302 38,04 106,23 139,8 33,57 1,0215 1,1334
+26 6,826 0,766 0,027 1,306 37,04 105,99 139,71 33,72 1,0207 1,1334
+25 6,634 0,764 0.028 1,31 36,07 105,75 139,61 33,86 1,0199 1,1335
+24 6,465 0,762 0,028 1,313 35,11 105,51 139,52 34,01 1,0191 1,1336
+23 6,29 0,759 0,029 1,317 34,19 105,27 139,42 34,15 1,0184 1,1236
4-22 6,118 0,757 0,03 1,32 33,28 105,03 139,32 34,28 1,0176 1,1337
+21 5,95 0,755 0,031 1,323 32,39 104,8 139,22 34,42 1,0168 1,1338
+20 5,785 0,753 0,032 1,327 31,52 104,56 139,12 34,56 1,016 1,1339
+19 5,624 0,751 0,033 1,331 30,67 104,33 139,02 34,69 1,0152 1,1339
+18 5,466 0,749 0,033 1,334 29,83 104,1 138,92 34,82 1,0144 1,134
+ 17 5,311 0,748 0,034 1,338 29,01 103,87 138,82 34,95 1,0136 1,1341
+ 16 5,16 0,746 0,035 1,341 28,21 103,63 138,72 35,08 1,0128 1,1341
+15 5,012 0,744 0,036 1,344 27,43 103,4 138,62 35,21 1,012 1,1342
+14 4,867 0,742 0,037 1,348 26,27 103,17 138,51 35,34 1,0112 1,1343
+13 4,725 0,74 0,039 1,351 25,98 102,94 138,41 35,47 1,0104 1,1344
+12 4,487 0,738 0,04 1,354 25,2 102,71 138,3 35,59 1,0096 1,1345
+11 4,451 0,737 0,041 1,358 24,49 102,48 138,2 35,72 1,0088 1,1345
+ю 4.318 0,735 0,042 1,361 23,8 102,26 138,09 35,84 1,008 1,1346
+9 4,189 0,733 0,043 1,364 23,13 102,03 137,99 35,95 1,0072 1,1347
+8 4,062 0,731 0,044 1,368 22,47 101,8 137,88 36,08 1,0064 1,1348
+7 3,938 0,729 0,045 1,371 21,82 101,58 137,78 36,2 1,0056 1,1349
+.6 3,817 0,728 0Д47, 1,374 21,18 101,35 137,67 36,32 1,0048 1,135
3,699 0,726 ’ИЖ 1,378 20,56 101,12 137,56 36,44 1,004 1,135
+4 3,583 0,724 0,05 1,381 19,95 109,9 137,45 36,56 1,0032 1,1351
+3 3,471 0,722 0,052 1,384 19,36 100,67 137,34 36,67 1,0024 1,1352
+2 3,361 0,721 0,053 1,387 18,77 100,45 137,23 36,79 1,0016 1,1353
+1 3,254 0,719 0,055 1,391 18,21 100,22 137,12 36,9 1,0008 1,1354
0 3,149 0,717 0,057 1,394 17,66 100 137,01 37,01 1 1,1355
-1 3,047 0,716 0,058 1,397 17,12 99,78 136,9 37,13 0,9992 1,1356
_9 2,947 0,714 0,06 1,401 16,6 99,55 136,79 37,24 0,9984 1,1357
314
Продолжение прилож. 25
Температура, °C Давление аб- солютное, кгс/см* Удельный объем Плотность Энтальпия Теплота па- рообразова- ния, ккал/кг Энтропия
жидкости, л/кг gs жидкости, кг/л д; «7? Е X жидкости, ккал/кг пара, ккал/кг жидкости, 1 ккал/(кг-К) пара, ккал/(кг-1<)
—3 2,85 0,712 0,062 1,404 16,08 99,33 136,68 37,35 0,9975 1,1359
-4 2,755 0,711 0,064 1,407 15,58 99,11 136,57 37,46 0,9968 1,136
-5 2,663 0,709 0,066 1,41 15,09 98,89 136,46 37,56 0,9959 1,1361
-6 2,573 0,708 0,068 1,413 14,61 98,68 136,34 37,68 0,9951 1,1362
-7 2,485 0,706 0,071 1,417 14,14 98,46 136,23 37,78 0,9943 1,1363
-8 2,4 0,704 0,073 1,42 13,68 98,24 136,12 37,88 0,9935 1,1364
-9 2,317 0,703 0,076 1,423 13,23 98,02 136,01 37,98 0,9927 1,1365
-10 2,236 0,701 0,078 1,426 12,8 97,81 135,89 38,08 0,9919 1,1366
-11 2,157 0,7 0,081 1,429 12,38 97,59 135,78 38,19 0,991 1,1368
—12 2,081 0,698 0,084 1,432 11,96 97,37 135,66 38,29 0,9902 1,1369
—13 2,006 0,697 0,086 1,436 11,56 97,16 135,55 38,39 0,9894 1,137
-14 1,934 0,695 0,089 1,439 11,17 95,54 135,43 38,49 0,9885 1,1372
-15 1,863 0,694 JW 1,442 10,79 96,72 135,32 38,59 0,9877 1,1373
—ГВ" ' 1,795 0,692 0,096 1,445 10,42 96,51 135,2 38,69 0,9869 1,1374
-17 1,729 0,691 0,099 1,448 10,06 96,3 135,09 38.79 0,9861 1,1376
—18 1,664 0,689 0,103 1,451 9,71 96,09 134,97 38,89 0,9853 1,1377
-19 1,601 0,688 0,107 1,454 9.37 95,88 134,86 38.98 0,9844 1,1379
-20 1,54 0,686 0,111 1,457 9,04 95,67 134,74 39,07 0,9836 1,138
-21 1,481 0,685 0,115 1,46 8,72 95,46 134,63 39,17 0,9827 1,1381
—22 1,424 0,683 0,119 1,463 8,4 95,24 134,51 39,27 0,9819 1,1383
-23 1,368 0,682 0,123 1,466 8.1 95,03 134,4 39,36 0,9811 4,1385
-24 1,315 0,681 0,128 1,469 7,8 94,82 134,23 39,45 0,9802 1,1386
-25 1,262 0,679 0,133 1,472 7,52 94,61 134,16 39,54 0 9794 1,1388
-26 1,212 0,678 0,138 1,475 7,24 94,41 134,04 39,63 0,9786 1,139
-27 1,163 0,677 0,144 1,478 6,97 94,2 133,92 39,72 0,9777 1,1391
-28 1,115 0,675 0,149 1,481 6,7 93,99 133,8 39,81 0,9769 1,1393
-29 1,069 0,674 0,155 1,483 6,45 93,79 133,69 39,9 0,9761 1,1395
-30 1,025 0,673 0,163 1,486 6,2 93,58 133,57 39,99 0,9752 1,1397
-31 0,982 0,672 0,168 1,489 5,96 93,38 133,46 40,08 0,9743 1,1399
-32 0,94 0,67 0,173 1,492 5,729 93,18 133,34 40,16 0,9735 1,1401
-33 0,9 0,669 0,182 1,495 5,503 92,97 133,22 40,25 0,9727 1,1403
-34 0,861 0,667 0,189 1,498 5,283 92,77 133,1 40,33 0,9719 1,1406
-35 0,824 0,666 0,197 1,501 5,071 92,56 132,98 40,42 0,971 1,1408
-36 0,788 0,665 0,206 1,504 4,864 92,36 132,86 40,5 0,9702 1,141
-37 0,753 0,664 0,215 1,507 4,666 92,15 132,74 40,58 0,9693 1,1412
-38 0,719 0,662 0,224 1,51 4,468 91,95 132,62 40,67 0,9685 1,1414
-39 O,687j 0,661 0,234 1,512 4,232 91,75 132,5 40,75 0,9677 1,1416
-40 0,655 0,66 0,244 1,515 4,096 91,55 132,38 40,83 0,9668 1,1419
-41 0,625 0,659 0,251 1,518 3,924 91,33 132,26 40,92 0,9658 1,1421
-42 0,596 0,657 0,266 1,521 3,753 91,12 132,14 41,02 0,9649 1,1424
-43 0,572 0,656 0,278 1,523 3,592 90,92 132,04 41,1 0,964 1,1426
-44 0,549 0,655 0,291 1,526 3,432 90,71 131,9 41,19 0,9632 1,1429
-45 0,52 0,654 0,305 1,529 3,232 90,5 131,78 41,27 0,9623 1,1432
-46 0,49 0,653 0,319 1,532 3,133 90,3 131,66 41,36 0,9614 1,1435
-47 0,467 0,652 0,333 1,535 3,001 90,09 131,54 41,44 0,9605 1,1438
-48 0,445 0,65 0,348 1,538 2,869 89,89 131,42 41,53 0,9596 1,1441
-49 0,422 0,649 0,366 1,54 2,732 89,63 131,3 41,62 0.9577 1,1444
-50 0,399 0,648 0,385 1,543 2,595 89,48 131,18 41,7 0,9,59 1,1446
-52 0,36 0,645 0,424 1,549 2,355 89,07 130,94 41,87 0,954 1,1453
-54 0,323 0,643 0,469 1,554 2,133 88,66 130,7 42,04 0,9522 1,1459
-56 0,29 0,641 0,519 1,56 1,928 88,26 130,46 42,2 0,9503 1,1466
MS
Продолжение прилож. 25
Температура. °C Давление аб- солютное, кгс/см* Удельный объем Плотность Энтальпия Теплота паро- образования, ккал/кг Энтропия
ЖИДКОСТИ, л/кг JH/tW ‘ecIbu жидкости, , кг/л пэра, кг/м1 жидкости, 1 ккал/кг пара, ккал/кг жидкости, ккал/(кг-К) пара, ккал/(кг»К)
-58 0,259 0,639 0,575 1,565 1,738 87,86 130,23 42,37 0,9484 1,1473
-60 0,231 0,636 0,639 1,571 1,564 87,45 129,99 42,54 0,9465 1,148
—62 0,205 0,634 0,712 1,576 1,404 87,05 129,75 42,7 0,9446 1,1488
-64 0,182 0,632 0,795 1,582 1,257 86,64 129.51 42,87 0,9426 1,1496
-66 0.162 0,63 0,89 1,587 1,122 86,23 129,27 43,04 0,9426 1,1504
-68 0,142 0,628 1 1,593 1 85.83 129,03 43.2 0,9107 1,1513
—70 0.125 0,625 1,125 1,598 0,888 85,42 128,79 43,37 0,9387 1,1522
-72 о,п 0’623 L27 1,604 0,787 85,03 128,56 43,53 0,9367 1,1532
—74 0,097 0,621 1,438 1,609 0,695 84,62 128.32 43,7 0,9347 1,1542
-76 0,084 0,619 1,632 1,615 0.612 84,22 128,08 43,86 0,9327 1,1552
-78 0,073 0,617 1,859 1,621 0,538 83,81 127,84 44,03 0,9306 1,1563
-80 (,063 6,615 2,124 1,626 0,471 83,41 127,61 44,2 0,9285 1,1574
Приложение 26
Технические характеристики хладоновых компрессоров
Компрес- сор Частота вра- щения, об/мин Про изводи- тельность по холоду, ккал/ч Число ЦИЛИН дров, шт. Диаметр ци- линдра, мм Ход поршня, мм Объем, опи- сываемый поршнем, м’/ч Потребляемая мощность, кВт Габариты, мм Масса, кг
длина 1 ширина высота
Компрессоры, работающие на хладоне-12
ФГ-2,5 960 1440 1 800 2 700 2 50 40 8,8 13,6 0,8 1.2 410 450 390 46
ФВ-5 960 4 650 20,6 1,8
1440 6250 2 67,5 50 31 2,4 370 320 405 47
ФУ-12 960 9 300 41,4 3,5
1440 12 500 4 67,5 50 62 4,5 474 525 420 80
ФУ-25 960 18 600 82,6 6,7
1440 25000 8 67,5 50 124 8,9 743 630 590 140
ФВ-20 960 ' 13 300 63,4 4,8
1440 20000 2 100 70 95 7,2 690 380 575 170
ФУ-40 960 26 600 127 9,2
1440 40 000 4 100 70 190 13.8 715 665 540 250
ФУУ-80 960 53 200 254 17,7
1440 80 000 8 100 70 380 26,6 810 860 630 355
Примечание. Производительность по холоду и потребляемая мощ-
ность компрессора указаны при стандартном режиме tn——15 и /к=30°С.
Приложение 27
Техническая характеристика конденсаторов
Показатель Конденсатор
20-КТГ 25-КТГ 32-КТГ 40-КТГ 50-КТГ 65-КТ Г 90-КТГ 110-КТГ 140-КТГ 180-КТГ 250-КТГ 300-КТГ
Поверхность охлаждения, м2 20 25 32 40 50 65 90 110 140 180 250 300
Диаметр корпуса, мм 500 500 500 600 600 600 800 800 1000 1000 1200 1200
Габариты, мм: Й длина 2900 3400 4400 3520 4520 5520 4670 5670 4760 5760 5860 6860
высота 1065 1065 1065 1255 1255 1255 1615 1615 2120 2120 2395 2395
ширина 620 620 620 720 720 720 930 930 1150 1150 1350 1350
Число ходов воды 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8
Емкость межтрубпого пространства, м3 0,32 0,39 0,52 0,53 0,7 0,88 1,26 1,58 2 2,5 3,5 4,1
Диаметр патрубков, мм; парового 50 50 50 70 70 80 80 80 100 160 125 125
жидкостного 20 20 20 25 25 25 32 32 40 40 50 50
Масса, кг 1225 1395 1735 1780 2240 2730 381 4580 61 7340 10 420 12 210
Приложение 28
Техническая характеристика кожухотрубных испарителей
Испаритель Поверх- ность охлажде- ния, м* Размеры кожуха, м Число труб и ходов Диаметры патрубков, мм
диаметр длина всасы- вающего жид- костного рассоль- ного
18-ИКР 18 350 1400 76/6 50 20 40
25-ИКР 25 400 1400 118/6 50 20 70
35-ИКР 35 500 2500 121/4 80 25 80
105-ИКР 105 600 3000 241/4 125 50 125
2ао-икр 210 800 3000 491/4 125 50 150
Примечание. Емкость межтрубного пространства и габариты испари-
телей примерно такие же, как и у кожухотрубных конденсаторов
Приложение 29
Техническая характеристика холодильных машин, работающих на хладоне-12
Показатель Марка машины
ХМ-ФВ-20 ХМ-ФУ-40 ХМ-ФУУ-80
Компрессорно-конденсатор- ный агрегат: марка АК-ФВ-20 АК-ФУ-40 АК-ФУУ-80
масса, кг 845 1350 2330
длина, мм 1370 1800 1685 1998 1953
ширина, мм 620 570 665 955 905
высота, мм 1085 1213 1282 1410 1295
Компрессор: марка ФВ-20 ФУ-40 ФУУ-80
тип Вертикальный У-образный УУ-образный
число цилиндров 2 4 8
диаметр цилиндра, мм 101,6 101,6 101,6
ход поршня, мм 70 70 70
частота вращения, об/мин 1440 970 1450 970 1460 970
часовой объем, описы- ваемый поршнем, м3/ч 97,7 65,2 195,5 130,5 391 261
холодопроизводитель’ ность, ккал/ч, при: /и=—15i /к=30°С; 20000 16000 40000 32000 80 000 64000
/и= +'5; /к=35°С 12500 34000 85 000 67 500 170 000 135 000
диаметр всасывающего патрубка, мм 50 70 100
диаметр нагнетательно- го патрубка, мм 40 50 70
Электродвигатель: марка АОП-61-4 и 6 АОП-72-4 и 6 АОП-82-4 и 6
мощность, кВт 13 10 30 22 55 40
род привода Непосредственный
Конденсатор: марка КТР-12-9 КТР-25-18 КТР-50-35
поверхность, м2 12 9 24 17 48,3 34,4
318
Продолжение прилож. 29
Показатель Марка машины
ХМ-ФВ-20 ХМ-ФУ-40 ХМ-ФУУ-80
Испарительно-регулирую- щий агрегат: марка АИР-50-32 АИР-100-65 АИР-200-130
Испаритель: марка ИТР-18-12 ИТР-35-25 ИТР-70-50
поверхность охлажде- ния, м2 18 12 34 24 69 48
зарядка хладоном-12, кг 100 55 160 140 350 315
зарядка маслом ХФ-12, кг 10 20 30
расход охлаждающей воды, м3/ч 12 9 15 10 30 20
расход теплоносителя, м3/ч 15 10 30 20 60 40
масса, кг 1160 1020 2019 1816 3300 2770
Ресивер: марка РЛФ-0,06 РЛФ-0,09 РЛФ-0,18
емкость 60 90 180
Теплообменник: марка ТФ-50 ТФ-70 ТФ-80
поверхность, м2 0,5 1,34 2,3
Фильтр-осушитель ОФФ-20 ОФФ-32 ОФФ-40
Система автоматического управления: шит управления ЩУ-ФВ20 ЩИЕ-13 ЩИЕ-23
щит сигнализации ЩС-ФВ20 ЩИЕ-84 ЩИЕ-84
Примечание. В каталогах завода марки холодильных машин имеют
обозначения: индекс I при 1440 об/мин; индекс II при 970 об/мин, т. е.
ХМ-ФВ20/1, ХМ-ФВ20/П; ХМ-ФУ40/1 и т. д.
Приложение 30
Техническая характеристика холодильных машин, работающих на хладоне-22
Показатель Марка машины
ХМ-22ФУ200/2 ХМ-22ФУУ400/2
i Холодопрозводительность при темпе- ратуре испарения 5°С и температуре конденсации 35°С, ккал/ч 400000 800 000
Эффективная мощность при темпера- туре испарения 5°С и температуре конденсации 35°С, кВт 102 205
Количество заряжаемого фреона-22, кг 1000 2000
Количество заряжаемого масла, кг 125 230
Масса машины, кг 7680 12606
319
Продолжение прилож. 30
Показатель Марка машины
ХМ-22ФУ200/2 ХМ-22ФУУ400/2
Компрессорный агрегат: 1
марка 22ФУ200/А АК-22ФУУ400/2
габариты, мм 2610X1350X1910 3125X1550X1700
масса, кг 3560 5140
компрессор Испарительно-конденсаторный агре- гат: 22ФУ200 22ФУУ400
марка Испаритель-теплообменник: АИК-400/2 АИК-900/А
марка наружная поверхность теплооб- мена, м2: ИФ-200 ИФ-400
испарительная часть । 209 390
теплообменная часть 15,2 31
расход теплоносителя, м3/ч 75 150
сопротивление, кгс/см2 0,3 0,13
масса, кг Конденсатор: t. 2414 4032
марка наружная поверхность теплооб- КФ-130 КФ-260
мена, м2 108 213
расход охлаждающей воды, м3/ч От 60 до 85 От 60 до 170
сопротивление, кгс/см2 0,3 0,4
масса, кг Осушитель: 1172 2412
марка ОФ-50 А ОФ-70А
габариты, мм 366X1070x2235 3750X1500 x 2600
масса, кг 3907 7011
Приложение 31
Техническая характеристика плафонов типа ВУ (серия 4.904-21, вып. 2)
Тип Размеры, мм Гв, мя
а. а Л
ВУ-2 250 500 125 0,05
ВУ-3 1 315 630 160 0,08
ВУ-4 400 800 200 0,13
ВУ-5 500 1000 250 0,2
ВУ-6 630 1260 315 0,31
ВУ-8 800 1600 400 0,5
Примечание. Плафоны изготовляются с круглыми (тип ВУк) и квад-
ратными (тип ВУп) диффузором и отражателем. Присоединительный патру-
бок в обоих случаях имеет круглое сечение do-
120
Приложение 32
Техническая характеристика шестидиффузориых двухструйных плафонов типа
ВДШ (серия 4,904-29)
Тип Размеры, мм М>
d0 d Л
ВДШ-2 250 500 136 0,05
ВДШ-3 315 630 153 0,08
ВДШ-4 400 800 196 0,13
ВДШ-5 500 1000 222 0,2
ВДШ-6 630 1260 256 0,31
ВДШ-8 800 1600 299 0,5
Примечание. Присоединительный патрубок плафонов как с круглы-
ми диффузорами (тип ВДШк), так и с квадратными (тип ВДШп) имеет круг-
лое сечение диаметром dQ.
Приложение 33
Техническая характеристика двухструйных потолочных плафонов типа ВДП
(серия 4.904—23)
Тип Размеры, мм Г». М1
а. ь Л
ВДП-2 250 375 25-75 250 0,05
ВДП-3 315 475 30-95 250 0,08
ВДП-4 400 600 40-120 250 0,13
ВДП-5 500 750 50-150 250 0,2
ВДП-6 630 945 65-190 250 0,31
ВДП-8 800 1200 80—240 250 0,5
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Архипов Г. В. Автоматическое регулирование кондиционирования воз-
духа. М., Профиздат, 1962.
Баркалов Б. В., КарписЕ. Е. Кондиционирование воздуха в про-
мышленных, общественных и жилых зданиях. М., Стройиздат, 1971.
Богословский В. Н. Строительная теплофизика. М., Высшая шко-
ла, 1970.
Богословский В. Н., Новожилов В. И., Симаков Б. Д., Ти-
тов В. П. Отопление и вентиляция. Часть II. Вентиляция. М., Стройиздат,
1976.
Богуславский Л. Д. Экономика теплогазоснабжения и вентиляции.
М., Стройиздат, 1977.
Глушков В. М., Ющенко Е. Л., Артеменко В. В., Степано-
ва Т. А. Проблемы автоматизации объектов жилищно-гражданского строи-
тельства. — Кибернетика, 1972, № 3.
ГоголинА. А. Три четверти века развития кондиционирования возду-
ха. — Холодильная техника, 1977, № 3.
Гоголин А. А. Отчет по теме «Исследование форсуночного кондицио-
нера»/Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промыш-
ленности. М., 1970.
Зусманович Л. М. Оросительные камеры установок искусственного
климата. М., Машиностроение, 1967.
К а р п и с Е. Е. Теплотехническая эффективность систем кондициониро-
вания воздуха и кондиционеров различных схемных решений. М., Изд-во АС
и А СССР, "1962.
Кокорин О. Я. Установки кондиционирования воздуха. М., Машино-
строение, 1970.
К о к о р и и О. Я., С т а в и ц к и й Л. И. Рекомендации по применению
СКВ с местными доводчиками. М., изд. ЦНИИпромзданий, 1975.
Комаров М. С. Справочник холодильщика. М., ГНТИ машинострои-
тельной литературы, 1962.
Кондиционеры, калориферы и вентиляторы. Каталог-справочник. М.,
ЦНИИТЭстроймаш, 1976.
Краснощеков Л. Ф. Расчет и проектирование воздухонагреватель-
ных установок для систем приточной вентиляции. Л., Стройиздат, 1972.
Креслинь А. Я. Автоматическое регулирование систем кондициониро-
вания воздуха. М., Стройиздат, 1972.
Методика технико-экономической оценки систем охлаждения и кондицио-
нирования воздуха. Рига, РПИ, 1972.
Методика экономической оценки проектных решений санитарно-техничес-
ких систем гражданских зданий. М., ЦНИИЭП инженерного оборудования,
1974.
Нестеренко А. В. Основы термических расчетов вентиляции и конди-
ционирования воздуха. М., Высшая школа, 1971.
П е к л о в А. А. Кондиционирование воздуха в промышленных и общест-
венных зданиях. Киев, Буд1вельник, 1967.
Пекло в А. А. Гидравлические машины и холодильные установки. Киев.
Вища школа, 1971.
322
П е к л о в А. А. Методические указания по расчету и выбору типовых
кондиционеров КТ. Киев, КИСИ, 1975.
Пособие по проектированию ограждающих конструкций зданий (НИИСФ).
М., Стройиздат, 1967.
Рекомендации по применению систем отопления, охлаждения и комплекс-
ных схем теплохладоснабжения для жилых и общественных зданий. М., изд.
ЦНИИЭП инженерного оборудования, 1977.
Санитарные нормы проектирования промышленных предприятий СН 247-71.
И., Госстрой СССР, 1972.
Сорокин Н. С. Вентиляция, отопление и кондиционирование воздуха
на текстильных предприятиях. М., Легкая индустрия, 1974.
Сотников А. Г. Системы кондиционирования воздуха с количествен-
ным регулированием. Л., Стройиздат, 1976.
Справочник проектировщика. Защита от шума. Мм Стройиздат, 1974.
Справочник проектировщика. Внутренние санитарно-технические устрой-
ства. Часть II. Вентиляция и кондиционирование воздуха. М., Стройиздат,
1978.
Сребницкий Б. Н. Примеры расчета систем кондиционирования воз-
духа. Киев, Буд1вельник, 1970,
Строительные нормы и правила. Отопление, вентиляция и кондициониро-
вание воздуха. СНиП П-33-75. М., Стройиздат, 1976.
Строительный каталог, ч. 10, раздел 1, подраздел 91. Пылеуловители и
фильтры. М., Сантехпроект, 1975.
Типовые конструкции и детали зданий и сооружений. Серии 4.904-18/76.
Шумоглушители вентиляционных систем. Выпуск 0. М., Госстрой СССР, 1976.
Ч е ч и к Е. I I., Ф р е й м а н И. А., О с а д ч а я С. П., К о с ь м и н А. Г.
Авторское свидетельство № 420853. — Бюллетень изобретений, 1974, № 11.
Щекин Р, В., К о р е н е в с к и й С. М., Б е м Г. Е., Ч е ч и к Е. И. и др.
Справочник по теплоснабжению и вентиляции, книга 2. Вентиляция и конди-
ционирование воздуха. Киев, Буд1вельник, 1976.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение...................................... . . 3
Глава I. Системы кондиционирования воздуха......................... 7
§ 1. Задачи кондиционирования ........................... ... 7
§ 2. Принципиальные схемы систем кондиционирования воздуха 8
§ 3. Классификация систем кондиционирования воздуха 10
Глава II. Типы и серии кондиционеров * . . . 13
§ 4, Центральные кондиционеры . . , > , . , 13
§ 5. Местные кондиционеры . . . . . 24
Глава III. /—d-диаграмма влажного воздуха .34
§ 6. Основные параметры воздуха . . , 34
§ 7. /—d-диаграмма ..............................................40
§ 8. Построение процессов обработки воздуха . . ... 42
§ 9. Характерные случаи изменения состояния воздуха . . ♦ . 46
§ 10. Угловой масштаб........................................... 48
§ 11. Примеры пользования /-d-диаграммой , л . 49
Глава IV. Тепло- и влагообмен между воздухом и водой . 54
§ 12. Основные положения ........................................54
§ 13. Уравнение теплообмена между воздухом и водой при непо-
средственном контакте .... .... 55
§ 14. Процессы обработки воздуха водой ........................ 59
§ 15. Эффективность теплообмена в оросительных камерах . . 61
Глава V. Расчет систем кондиционирования воздуха .... 62
§ 16. Исходные данные для проектирования ..... 62
§ 17. Выбор параметров внутреннего воздуха . . . . 63
§ 18. Выбор параметров наружного воздуха 64
§ 19. Производственные вредности.................................65
§ 20. Производительность систем кондиционирования воздуха . 71
Глава VI. Обработка воздуха в системах кондиционирования воз-
духа ..............................................................75
§ 21. Основные предпосылки к выбору метода обработки воздуха 75
§ 22. Обработка воздуха в прямоточных кондиционерах ... 77
§ 23. Обработка воздуха в кондиционере с первом рециркуляцией 83
§ 24. Обработка воздуха в кондиционере с первой и второй рецир-
куляцией ... .............................91
Глава VII. Расчет основных элементов кондиционеров .... 96
§ 25. Нагревание воздуха в воздухонагревателях............96
§ 26. Увлажнение, охлаждение и осушка воздуха в оросительных
камерах..................................................101
§ 27. Обработка воздуха в камерах с орошаемой насадкой . . 120
§ 28. Охлаждение и осушка воздуха в поверхностных воздухоохла-
дителях 125
371
§ 29. Очистка воздуха от пыли .................................131
§ 30. Двухступенчатое (прямое и косвенное) испарительное охлаж-
дение воздуха..................................................132
§ 31. Обработка воздуха сорбентами ............................138
§ 32. Очистка воздуха от запахов (дезодорация), дезинфекция и
ионизация воздуха............................................ 139
Глава VIII. Системы кондиционирования воздуха..................142
§ 33. Общие сведения о центральных системах кондиционирования
воздуха........................................................142
§ 34. Центральные однозональные прямоточные системы кондицио-
нирования воздуха ..............................143
§ 35. Центральные однозональные системы кондиционирования
иоздуха с рециркуляцией..................................... . 147
§ 36. Центральные многозональные одноканальные системы конди-
ционирования воздуха прямоточные и с рециркуляцией . . 150
§ 37. Центральные многозональные двухканальные системы конди-
ционирования воздуха ......................................... 154
§ 38. Центральные водовоздушные системы кондиционирования
воздуха....................................................... 157
§ 39, Местные системы кондиционирования воздуха .... 161
§ 40. Методы автоматического регулирования центральных систем
кондиционирования воздуха ... .............162
Глава IX Тепло- и холодоснабжение систем кондиционирования
воздуха . .......................... . . 165
§ 41. Теплоснабжение калориферов.............................165
§ 42. Холодоснабжение центральных систем кондиционирования воз-
духа и местных воздухоохладителей .............................171
§ 43. Источники холода для систем кондиционирования воздуха . 177
§ 44. Холодильные агенты .................................... 178
§ 45. Холодоносители ..........................................179
§ 46. Принципиальная схема парокомпрессионной холодильной уста-
новки ........................................................ 180
§ 47. Режим работы холодильной установки................... . 181
§ 48. Холодопроизводительность установки.......................182
§ 49. 1g p-i-диаграмма и ее применение в расчетах холодильных
установок . . .......................184
§ 50. Оборудование парокомпрессионных холодильных установок 188
§ 51. Абсорбционные н пароэжекторные холодильные машины . , 197
§ 52. Размещение и компоновка холодильных станций . , 201
§ 53. Емкости систем холодоснабжения ,« ......................206
§ 54. Брызгальные бассейны и градирни..........................209
§ 55. Тепловые насосы и их применение в системах кондициониро-
вания воздуха * . , 4 . . , 213
Глава X. Распределение воздуха в кондиционируемых помещениях
§ 56. Принципиальные схемы распределения воздуха и характерис-
тики воздухораспределителей ................................. 217
§ 57. Распределение воздуха через регулируемые решетки . . 232
§ 58. Распределение воздуха струями, направленными вверх . . 233
§ 59. Распределение воздуха через потолочные плафоны . . . 236
§ 60. Распределение воздуха через потолочные перфорированные
панели ........................................................239
Глава XI. Защита от шума в системах кондиционирования воздуха
§ 61. Основные акустические понятия и нормирование шумов 246
§ 62. Допустимые уровни звукового давления в помещениях , 247
§ 63. Источники шума в системах кондиционирования воздуха . . 249
§ 64. Расчет октавных уровней звукового давления .... 252
§ 65. Снижение уровней звуковой мощности вентиляционной сети 253
325
§ 66. Мероприятия по снижению уровней звукового давления . . 256
§ 67. Проектирование глушителей для систем кондиционирования
воздуха .............................................258
§ 68. Примеры акустического расчета систем кондиционирования
воздуха . s . ... . ....... 262
Глава XII. Технико-экономические показатели систем кондициониро-
вания воздуха . ........... 269
§ 69. Технические характеристики систем кондиционирования воздуха 269
§ 70. Капитальные затраты на устройство систем кондиционирова-
ния воздуха .... 271
§ 71. Эксплуатационные расходы 272
§ 72. Определение приведенных затрат . , . . 275
Глава XIII. Примеры расчета и выбора оборудования систем кон-
диционирования воздуха .......................... 276
§ 73. Методика ручного расчета систем кондиционирования воздуха 276
§ 74. Использование электронных вычислительных машин при про-
ектировании систем кондиционирования воздуха .... 285
Приложения ................ 291