/
Текст
Б В БАРКАЛОВ, канд техн наук,
? ? КАРПИС, д-р техн наук проф
КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ
ВОЗДУХА
В ПРОМЫШЛЕННЫХ,
ОБЩЕСТВЕННЫХ
И ЖИЛЫХ ЗДАНИЯХ
(ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И РАСЧЕТА)
ИЗДАТЕЛЬСТВО ЛИТЕРАТУРЫ ПО СТРОИТЕЛЬСТВА
Москва—1971
УДК 697 94 001.2
В книге обобщен отечественный и зарубежный опыт ис
следования, проектирования и расчета систем кондициониро
вания воздуха и их элементов
Приведены принципиальные схемы существующих и но
вых внедряемых в строительство систем кондициониоованнл
воздуха и систем тепло и холодоснебжения кондициэлерон
Изложены методики теплотехнических, аэродинамических
и гидравлических расчетов В частности, подробно рассмотре
ны и проиллюстрированы числовыми примерами расчеты: теп-
лопоступлений через светопрозрачные и массивные наружные
ограждения, воздухообменов, форсуночных и насадочных ка
мер работающих на воде и осушающих растворах; поверх-
поверхностных воздухоохладителей, питаемых холодной водой pat
солами и фреоном, регенеративных вращающихся }ти7изатс
ров тепла и холода из удаляемого воздуха, регулируюших во-
водяных и воздушных клапанов, воздуховодов и водоводов вы
сокоскоростных систем, устройств для раздачи кондициоииро
ванного воздуха в помещениях, аккумуляторов холода ком
прессионных и абсообционных холодильных машин
Описаны способы и средства борьбы с запахами даны
технико экономические характеристики систем кондициониоо
вания возд\ха и показатели их экономической эффектирнос^и
Книга предназначена для работников проектных, наладоч
ных и научно исследовательских учреждений, занимающихся
вопросами вентиляции и кондиционирования воздуха
Таблиц 97, рисунков 81, библиография 33 наименования
ПРЕДИСЛОВИЕ
Кондиционирование воздуха — это придание ему и автоматическое
поддержание необходимых тепловлажностных качеств. При этом в
отличие от общеобменной вентиляции и отопления при кондициониро-
кондиционировании в течение круглого года и особенно в теплое время в помещени-
помещениях можно поддерживать любые желаемые — постоянные или изменяю-
изменяющиеся по программе — параметры внутреннего воздуха, независимо
от наружных метеорологических условий и переменных поступлений в
помещение тепла и влаги.
Системы кондиционирования, как правило, снабжаются средства-
средствами для очистки воздуха от пыли, бактерий и запахов; подогрева, ув-
увлажнения и осушения его; перемещения, распределения и автомати-
автоматического регулирования температуры воздуха, его относительной влаж-
влажности, а иногда также и средствами регулирования газового состава и
ионосодержания воздуха.
Техника кондиционирования воздуха имеет более чем полувековую
историю, однако до 50-х годов в СССР она развивалась весьма
медленно, что объясняется главным образом отсутствием серийного
заводского производства кондиционеров, необходимых средств авто-
автоматизации, дистанционного контроля и управления, а также недоста-
недостаточным по номенклатуре и количеству производством холодильного
оборудования.
В 1954—1955 гг. произошел серьезный перелом в производстве
оборудования для кондиционирования воздуха. С тех пор созданы
конструкции ряда типов кондиционеров и организовано их производ-
производство на специализированных предприятиях, расширена номенклатура
и улучшены технические качества средств автоматизации, расширен
ассортимент и увеличен выпуск холодильных машин. Тем не менее
предстоит еще большая работа по приведению отечественной техники
кондиционирования воздуха в соответствие с потребностями народного
хозяйства и уровнем, достигнутым в передовых в техническом отноше-
отношении зарубежных странах.
В настоящее время в Советском Союзе кондиционирование возду-
воздуха применяется на промышленных предприятиях, главным образом на
тех, где без него невозможно получение продукции с требуемыми
стандартами качествами, а также в зрелищных, спортивных, админи-
административных и гостиничных зданиях. В жилых зданиях кондициониро-
кондиционирование воздуха по ряду экономических и технических причин пока рас-
распространения не получило.
В ближайшее время кондиционирование воздуха найдет гораздо
большее применение. Этому способствуют следующие объективные
причины:
развитие новых производств машиностроительной, приборострои-
приборостроительной, электротехнической, радиотехнической, электронной, пище-
пищевой, текстильной, химической и других отраслей промышленности,
остро нуждающихся в поддержании определенных и постоянных пара-
параметров состояния воздуха;
1* Зак 665 3
возрастающие требования к облегчению условий труда и повыше-
повышению его производительности в горячих и мокрых цехах, угольных
шахтах, рудниках и тепловых электростанциях;
оснащение предприятий промышленности и связи, научно-исследо-
научно-исследовательских и конструкторских организаций дорогостоящими прибо-
приборами, механизмами и счетно-решающими машинами, точная и безот-
безотказная работа которых возможна только при определенных постоян-
постоянных температуре и относительной влажности воздуха;
увеличивающееся строительство закрытых помещений для длитель-
длительного пребывания больших количеств людей (театры, кинотеатры, за-
закрытые стадионы, спортивные, концертные и читальные залы, уни-
универсальные магазины, рестораны, кафе, закусочные, железнодорож-
железнодорожные, речные, атомобильные и авиационные вокзалы и т. д.) и стремле-
стремление обеспечить удовлетворительную круглогодовую эксплуатацию
этих помещений;
новые тенденции в архитектуре, затрудняющие борьбу с избыточ-
избыточным теплом и влагой обычными вентиляционными средствами (напри-
(например, наблюдаемое в последнее время увеличение поверхностей остек-
остекления наружных стен);
высокие температуры наружного воздуха в летнее время в ряде рай-
районов Советского Союза, нередко сочетающиеся с высокой относитель-
относительной влажностью, при которых обычная приточная вентиляция не в со-
состоянии обеспечить необходимые внутренние метеорологические усло-
условия;
постепенное увеличение жилой площади и снижение себестоимости
жилищного строительства, выдвигающие на первый план охлаждение в
летнее время жилых зданий, расположенных в южных и юго-восточ-
юго-восточных районах Союза.
В настоящем труде рассматриваются принципиальные вопросы
проектирования и расчета систем кондиционирования воздуха, в
равной мере относящиеся ко всем видам зданий, и некоторые специфи-
специфические вопросы расчета и проектирования этих систем для зданий
различного назначения. При подготовке книги авторы исходили из
того, что в нее должны входить главным образом материалы для вы-
выбора, расчета и проектирования систем кондиционирования воздуха и,
наоборот, не должны входить сведения о серийно выпускаемом про-
промышленностью оборудовании и средствах автоматизации, которые
можно найти в заводских каталогах и в справочниках. Исключения
допускались только в тех случаях, когда эти данные были необходимы
для расчетов или когда заведомо было известно, что в каталоги и спра-
справочники они не вошли.
Авторами использованы работы, выполненные научно-исследова-
научно-исследовательскими институтами санитарной техники (г. Москва), строительной
физики, холодильной промышленности, холодильного машиностроения,
охраны труда (в гг. Москве, Ленинграде, Казани, Иваново, Баку и
Тбилиси), а также проектными институтами Промстройпроект, ГПИ-1,
Гипроив и Сантехпроект.
Авторы выражают искреннюю благодарность рецензенту д-ру техн.
наук А. А. Гоголину за ценные советы и предложения, сделанные при
рецензировании рукописи, а также инж. С. П. Масленниковой и
Л. Н. Столяровой за большую помощь, оказанную при подготовке ру-
рукописи к печати.
Авторы будут весьма признательны за замечания и предложения,
которые читатели сочтут необходимым высказать по материалам на-
настоящей книги. Отзывы и предложения следует направлять по адресу:
Москва, К-31, Кузнецкий мост, д. 9, Стройиздат.
Глава 1
СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
1. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМАМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Комплекс технических средств, с помощью которых осуществляется
кондиционирование воздуха, называется системой кондиционирования
воздуха (СКВ). В СКВ входят оборудование для осуществления все-
всевозможных процессов обработки воздуха, его перемещения и распре-
распределения, источники тепло- и холодоснабжения, средства автоматиче-
автоматического регулирования, дистанционного управления и контроля, насосы и
трубопроводы для тепло- и холодоносителя, местные подогреватели,
охладители, осушители и увлажнители, а также вспомогательное
электрооборудование.
Основное оборудование для приготовления и перемещения воздуха
обычно агрегируется в аппарат, называемый кондиционером. В от-
отдельных случаях все технические средства для кондиционирования
воздуха агрегируются в кондиционере, и тогда понятия СКВ и кондици-
кондиционер становятся однозначными.
Системы кондиционирования воздуха подразделяются на комфорт-
комфортные и технологические. Комфортные СКВ предназначены для создания
и автоматического поддержания температуры, относительной влажно-
влажности, чистоты и скорости движения воздуха, наиболее отвечающих са-
санитарно-гигиеническим требованиям; технологические СКВ предназ-
предназначены для обеспечения /параметров воздуха, в максимальной сте-
степени отвечающих требованиям производства продукции.
Технологическое кондиционирование в помещениях, где находятся
люди, осуществляется с учетом санитарно-гигиенических требований.
Основные санитарно-гигиенические требования следующие: 1) обес-
обеспечение в помещениях регламентируемых нормами метеорологических
условий (температуры, относительной влажности, чистоты и скорости
движения воздуха); 2) скорость и направления выпуска воздуха, а
также разность температур между воздухом в помещении и подавае-
подаваемым воздухом, расположение воздухораспределителей и вытяжных от-
отверстий должны быть такими, чтобы в зоне пребывания людей отсут-
отсутствовали местные вредные или неприятные токи воздуха и застойные
места; 3) снижение шума в помещениях до уровня, не беспокоящего
находящихся или работающих людей; 4) предотвращение проникания
и распространения вредностей, дурных запахов или шума из одних
помещений в другие.
Основные строительно-монтажные и архитектурные требования
следующие: 1) минимальная потребность в площади для размещения
оборудования и каналов как внутри обслуживаемых помещений, так и
во вспомогательных помещениях (чердаках, подвалах, технических
этажах); 2) соответствие внешних форм и отделки оборудования, рас-
располагаемого внутри кондиционируемых помещений, архитектурному
облику последних и отсутствие конструктивных деталей, ухудшающих
интерьеры; 3) наименьшие затраты времени и труда на монтаж и ввод
установок в эксплуатацию; 4) возможность строительства и ввода си-
систем в эксплуатацию по этажам и даже по отдельным помещениям;
5) пробивка минимального количества отверстий в строительных конст-
конструкциях для прокладки каналов и трубопроводов, а также малый вес
оборудования, что особенно важно при устройстве систем кондициониро-
кондиционирования воздуха в существующих зданиях; 6) хорошая виброизоляция
и звукоизоляция оборудования от строительных конструкций; 7) по-
пожарная безопасность и наличие средств для предотвращения распро-
распространения огня по каналам.
Основные эксплуатационные требования следующие: 1) возмож-
возможность быстрого переключения с режима обогрева на режим охлажде-
охлаждения в переходное время года, а также при резких переменах темпера-
температуры наружного воздуха и теплопоступлений, т. е. малая тепловая
инерционность системы; 2) взаимная блокировка кондиционеров, за-
заключающаяся в том, чтобы при выключении одного из кондиционеров
можно было подать воздух из соседних кондиционеров, хотя бы в
меньшем количестве; 3) обеспечение индивидуального регулирования
температуры и относительной влажности воздуха в каждом отдельном
помещении; 4) возможность отопления одних помещений при одновре-
одновременном охлаждении других помещений, обслуживаемых той же систе-
системой; 5) сосредоточение оборудования, требующего систематического
обслуживания, в минимальном количестве мест; 6) простота и удобст-
удобство обслуживания и ремонта, а также малая потребность в них за пе-
период эксплуатации; 7) возможность частичной перепланировки поме-
помещений в процессе эксплуатации без переустройства СКВ, что особенно
важно, например, для промышленных зданий с быстро меняющейся
технологией производства; 8) герметичность воздуховодов и притворов
воздушных клапанов системы.
Основные экономические требования следующие 1) минимальная
стоимость оборудования и строительно-монтажных работ, длительный
срок службы, а отсюда и минимальные амортизационные отчисления;
2) максимально возможная экономия электроэнергии, воды, тепла и
особенно дорогостоящего холода.
2. КЛАССИФИКАЦИЯ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА
Количество различных видов систем весьма велико и общепризнан-
общепризнанной их классификации не существует. Приведенная на оис. 1.1 клас-
классификация не претендует на исчерпывающую полноту и касается
только тех систем, которые нашли примедение в СССР.
В зависимости от расположения кондиционеров по отношению к
обслуживаемым помещениям СКВ делятся на центральные и местные.
По типу кондиционеров, используемых для приготовления воздуха, си-
системы подразделяются на неавтономные и автономные.
Центральные СКВ, получившие в Советском Союзе наибольшее
распространение, имеют неавтономные кондиционеры, снабжаемые
извне холодом (доставляемым холодной водой или рассолом), теплом
(доставляемым горячей водой или паром) и электрической энергией
для привода вентиляторов и насосов.
Местные СКВ могут иметь неавтономные и автономные кондицио-
кондиционеры; последние снабжаются извне только электрической энергией.
Неавтономные системы подразделяются на воздушные, при которых
в обслуживаемые помещения подается только воздух, и водовоздуш-
ные, при которых в кондиционируемые помещения подводятся воздух
и вода, несущие тепло или холод (или то и другое вместе).
ll
si
I
с2-м
it
il
HOH-
|
I
3
51
t\i
cs
*:
¦it
?)
S3
dm
%
1
41»
S
?
По давлению, создаваемому вентиляторами центральных кондицио-
кондиционеров, СКВ подразделяются на системы низкого давления (до
100 кГ/м2), среднего давления (от 100 до 300 кГ/м2) и высокого дав-
давления (выше 300 кГ/м2).
Кроме классификации, приведенной на рис 1 1, СКВ по периоду
действия подразделяются на круглогодовые, для теплого периода (ох-
(охладительно-осушительные) и для холодного периода (нагревательно-
увлажнительные). По способу регулирования параметров воздуха в
помещениях СКВ могут быть с качественным, количественным и коли-
количественно-качественным регулированием. Возможны также различные
комбинированные системы
3. ОБЩИЕ ДАННЫЕ О ЦЕНТРАЛЬНЫХ СИСТЕМАХ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Центральными называются СКВ, обслуживающие много помеще-
помещений или одно большое помещение при тепло- и холодоснабжении от
выносных источников. Иногда несколько центральных систем обслу-
обслуживают одно помещение больших размеров (например, прядильный
или ткацкий цех, театральный зал, закрытый стадион или закрытый
каток).
Современные центральные СКВ оборудуются неавтономными кон-
кондиционерами в секционном и агрегатном исполнениях.
Воздух центральных СКВ разводится, как правило, по круглым
стальным, асбестоцементным (из труб) и пластмассовым каналам,
прокладываемым внутри помещений. В некоторых случаях каналы с
большими поперечными сечениями приходится прокладывать под зем-
землей. Внутри таких каналов следует прокладывать металлические и
другие тонкостенные изолированные воздуховоды, иначе тепловая
инерционность массива оказывает нежелательное влияние на регули-
регулирование системы.
Центральные СКВ обладают следующими преимуществами: 1) воз-
возможностью эффективного поддержания заданной температуры и от-
относительной влажности воздуха в помещениях, 2) сосредоточением
оборудования, требующего систематического обслуживания и ремонта
в малом количестве мест или даже в одном месте; 3) возможностями
организации эффективного шумо- и виброгашения. С помощью цент-
центральных СКВ при надлежащей акустической обработке воздуховодов,
устройстве глушителей шума и гасителей вибрации можно достигнуть
наиболее низких уровней шума в помещениях и обслуживать такие по-
помещения, как радио- и телевизионные студии. Центральные системы
вместе с тем имеют и некоторые недостатки, основным из которых яв-
является необходимость проведения сложных монтажно-строительных
работ по установке кондиционеров, прокладке воздуховодов и трубо-
трубопроводов, вследствие чего применение центральных систем в сущест-
существующих зданиях иногда становится невозможным.
При центральных системах с разветвленными воздуховодами ослож-
осложняется акустическая изоляция одних помещений от других и становится
менее гибким регулирование температуры и влажности в отдельных
помещениях.
Центральные СКВ весьма разнообразны, и выбор систем зависит от
многих факторов, в первую очередь от назначения и режима использо-
использования помещений, характера и количества выделяющихся в них вред-
вредностей, климатических особенностей местности, величины поверхно-
поверхностей наружных ограждений и их ориентации относительно стран све-
света, конструктивных особенностей здания, его высоты и размеров об-
обслуживаемых помещений, а также от санитарно-гигиенических, строи-
тельно-монтажных, архитектурных, эксплуатационных и экономиче-
экономических требований.
Преимущественная область применения центральных воздушных
СКВ низкого давления — промышленные здания всех видов и общест-
общественные здания с помещениями большого объема.
В центральных СКВ, совмещенных с воздушным отоплением здания
или помещения и предназначенных для круглогодичной и круглосуточ-
круглосуточной эксплуатации,следует устанавливать не менее двух кондиционеров
производительностью по 50% общей производительности системы, при
этом калориферы второго и местного подогрева должны иметь произ-
производительность, достаточную для нормального отопления помещений.
Центральные СКВ, работающие с рециркуляцией, следует проекти-
проектировать, как правило, с подачей переменных объемов наружного и ре-
рециркуляционного воздуха в зависимости от параметров наружного
воздуха. В этом случае для рециркуляции воздуха рекомендуется при-
применять самостоятельный вентилятор. Размещенные в пределах одного
здания СКВ рекомендуется для взаимозаменяемости объединять попар-
попарно по приточным и рециркуляционным воздуховодам, если системы пред-
предназначены для поддержания приблизительно одинаковых параметров
воздуха, а кондиционеры расположены недалеко друг от друга. Кало-
Калориферы второго и местного подогревов должны, как правило, снабжать-
снабжаться теплоносителем постоянных параметров
В кондиционерах, особенно при большой их производительности, в
результате процессов смешения, нагрева и охлаждения воздуха проис-
происходит существенное его расслоение по температуре и влагосодержа-
нию. Наиболее равномерные параметры имеет воздух на выходе из
вентиляторов одностороннего всасывания. Поэтому кондиционеры, в
которых влажность воздуха регулируется по методу «точки росы», ре-
рекомендуется собирать так, чтобы калориферы второго или местного по-
подогрева устанавливались на стороне нагнетания приточных вентиля-
вентиляторов, что, за исключением систем со второй рециркуляцией воздуха,
дает возможность монтировать чувствительные элементы терморегуля-
терморегуляторов «точки росы» на хорошо перемешанном воздухе после вентиля-
вентилятора. Кроме того, такое расположение калориферов второго и местного
подогревов облегчает блокировку кондиционеров.
Масляные, рулонные или тканевые фильтры для очистки воздуха сле-
следует устанавливать в тех частях кондиционеров, через которые проходит
весь обрабатываемый воздух, защищая от пыли возможно большее чис-
число секций кондиционеров. При установке масляных фильтров до кало-
калориферов первого подогрева первые следует снаряжать маслом, замер-
замерзающим при температурах на 5—10° ниже расчетной для холодного
периода года, согласно параметрам Б. При отсутствии масел с низкой
температурой замерзания в районах с расчетной температурой, рав-
равной —25° С и ниже, масляные фильтры следует устанавливать после
калориферов первого подогрева. Помимо удовлетворения санитарно-
гигиенических требований фильтрация воздуха, как правило, окупается
уменьшением брака продукции (в точном машино- и приборостроении,
на заводах радиоэлектроники и полупроводников), экономией средств
на уборку помещений и уменьшением износа технологического обору-
оборудования, ковров и мебели (в общественных зданиях).
Фильтры тонкой очистки воздуха от пыли (фильтры ЛАИК и элект-
электрические) следует устанавливать при наличии специальных требований
к очистке воздуха от пыли и бактерий, как правило, в непосредствен-
непосредственной близости к обслуживаемым помещениям и обязательно за фильт-
фильтрами предварительной очистки воздуха (рулонными или тканевыми).
Воздушные фильтры должны быть легко доступны для очистки и
обслуживания. Их следует устанавливать на участках с выровненными
потоками воздуха Обводные автоматические клапаны (заслонки),
предназначенные для регулирования калориферов первого, второго и
местного подогревов, рекомендуется устанавливать только при питании
калориферов паром до тех пор, пока не будет разработан эффектив-
эффективный способ регулирования постепенным изменением расходов пара.
При обогреве калориферов водой следует применять секции подогрева,
выполненные без обводных каналов. Эти секции обладают большими
поверхностями теплоотдачи и большими живыми сечениями для прохо-
прохода воздуха, а поэтому, при всех прочих равных условиях, имеют мень-
меньшее аэродинамическое сопротивление.
Оросительные форсуночные камеры являются достаточно экономич-
экономичными и эффективными тепло-массообменными аппаратами. Однако в
ряде случаев они могут быть заменены поверхностными орошаемыми
воздухоохладителями, а частично и неорошаемыми поверхностными
воздухоохладителями, работающими непосредственно на фреоне или с
промежуточным холодоносителем, что существенно упрощает систему
холодоснабжения. Нередко применение поверхностных воздухоохла-
воздухоохладителей позволяет экономить холод и тепло, так как с их помощью про-
процесс охлаждения и осушки воздуха до заданного предельного влагосо-
держания можно закончить практически при любой относительной
влажности воздуха, в то время как обработка воздуха в камерах оро-
орошения заканчивается при высокой относительной влажности и для по-
понижения последней требуется вторичный подогрев воздуха.
При совместной работе СКВ с системами отопления последние
должны рассчитываться на обеспечение температуры воздуха на 2—
4° ниже заданной для данного помещения.
На приводимых далее принципиальных схемах СКВ приняты бук-
буквенные обозначения, приведенные в табл. 1.1, при этом как схемы, так
и наименования оборудования в таблице даны применительно к новой
серии центральных кондиционеров КТ, заменяющих снятую с производ-
производства серию центральных кондиционеров Кд (за исключением кондицио-
кондиционеров Кд-Ю и Кд-20).
Таблица 1.1
Условные обозначения, принятые на рис. 1.2—1.4, 1.10, 1.11, 1.14 и 1.17
Наименование оборудования и приборов
Условное обозначение
Промывная камера, поверхностный орошаемый или неорошаемый
воздухоохладитель , . . .
Насосная установка ,
Проходной или трехходовой регулирующий клапан на трубопро-
трубопроводе с пневматическим или электрическим сервомотором . . .
Местный кондиционер-доводчик
Местный подогреватель ....
Смесительный клапан для воздуха с пневматическим или электри-
электрическим сервомотором
Воздушный фильтр , . . . .
Секция подогрева . , ...
Шумоглушитель
Приточный вентилятор
Рециркуляционно-вытяжной вентилятор
Направляющий аппарат вентилятора . .
Воздуховод для блокировки с соседним кондиционером ....
Терморегулятор ...... ^ ....
Влагорегулятор
Регулятор давления ....
Дальномерный или местный контрольный термометр
Дальномерный или местный психрометр
Дальномерный или местный прибор для измерения давления . .
Дальномерный или местный прибор для измерения расхода . .
ПК
ну
к
мк
МП
ск
?
СП
ш
пв
РВВ
НА
Б
?
В
Д
t
?
d
?
to
4. СОВРЕМЕННЫЕ ЦЕНТРАЛЬНЫЕ МНОГОЗОНАЛЬНЫЕ
СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Обычные центральные СКВ достаточно подробно описаны в литера-
литературе и справочниках, вышедших из печати в последние годы1.
Центральные СКВ применяют главным образом для обслуживания
больших помещений, на площади которых различно и неравномерно
размещены люди и оборудование, а также для обслуживания большого
количества сравнительно мелких помещений. В обоих случаях прихо-
приходится применять многозональные системы, так как они более эконо-
экономичны, чем отдельные системы для каждой зоны или каждого поме-
помещения, хотя с помощью многозональных СКВ не может быть достиг-
достигнута такая же высокая степень точности поддержания одного из двух
заданных параметров (относительная влажность или температура),
как при отдельных СКВ.
Если рециркуляция воздуха недопустима, то применяют централь-
центральную прямоточную многозональную систему кондиционирования возду-
воздуха (рис. 1.2,а), которая в теплый период года может поддерживать в
точках установки датчиков номинальные температуры воздуха f С с
минимальными отклонениями от заданных величин. При этом другие
параметры воздуха в этих точках — теплосодержание / в ккал/кг, вла-
госодержание d в г/кг и относительная влажность ? в % — будут ко-
колебаться вследствие изменения количеств влаги, поступающей в воз-
воздух помещения, и колебаний температуры воздуха.
На схеме процессов кондиционирования воздуха, построенных на
/—d-диаграмме (рис. 1.2,6), равно как и на аналогичных схемах
других рисунков, точки, характеризующие состояние воздуха, обозна-
обозначены индексами, которыми в тексте сопровождаются значения каждого
из соответствующих параметров воздуха. Например, точке с индексом
4 на рис. 1.2,6 соответствуют следующие значения в тексте: для темпера-
температуры ?4, относительной влажности ф4, теплосодержания /4 и влагосодер-
жания ?±.
Для многозональной системы на рис. 1.2,6 показано, что в теплый
период года в местах установки датчиков в помещениях номинальная
температура воздуха может колебаться в пределах от tia до tlm при
колебаниях относительной влажности от ?/? до у1т, а в зимнее и пере-
переходное время года температура колеблется в пределах от tlla до 1цт
при колебаниях влажности от уца до унт .
В тех случаях, когда допустимо применение рециркуляции, соору-
сооружают центральные многозональные системы, работающие, как прави-
правило, по двухвентиляторной схеме (рис. 1.3) с переменными объемами
наружного и рециркуляционного воздуха, с одним или двумя рецирку-
рециркуляционными каналами (второй рециркуляционный канал применяется
редко и на схеме показан пунктиром).
В многоэтажных зданиях устройство общей рециркуляции часто
бывает неприемлемо (в связи с недостатком площади для прокладки
каналов) или невозможно по акустическим и санитарно-гигиеническим
соображениям. В таких случаях применяются многозональные системы
с поэтажными вентиляторными доводчиками, с помощью которых про-
производится рециркуляция воздуха в пределах каждого этажа.
В состав многозональных систем, помимо кондиционера, входят
местные подогреватели МП, устанавливаемые по числу обслуживае-
обслуживаемых зон, помещений или комплексов одинаковых помещений и, как
правило, в непосредственной близости к кондиционеру.
1 См., например, «Справочник проектировщика промышленных, жилых и общест-
общественных зданий и сооружений Вентиляция и кондиционирование воздуха». Под общей
ред канд. техн. наук И. Г Староверова Стройиздат, 1969.
?
Рис. 1 2 Центральная прямоточная многозональная система кондиционирования
воздуха, работающая полностью на наружном воздухе (см табч 1 1)
Примечание Калорифер СП3, клапаны К8 и К9, устанавливаются в районах Крайнего
Севера для предупреждения замерзания каловисЬепст пепнпт пплти»·»
замерзания калориферов первого подогрева
12
В теплый период года системы, работающие без рециркуляции, за-
забирают наружный воздух (точка 5 на рис. 1.2,6), фильтруют и ох-
охлаждают его в камере орошения или в поверхностном орошаемом воз-
воздухоохладителе до состояния, соответствующего параметрам точки 3.
Затем воздух, проходя через вентилятор и воздуховоды, нагревается
(точка 4) и, если нужно, дополнительно подогревается в местных подо-
подогревателях МП до температур, соответствующих точкам 2а, 2р или 2т,
а затем нагнетается в помещения и приобретает там заданные пара-
параметры в обслуживаемой (О) или рабочей (РЗ) зоне.
В холодный период года наружный воздух (точка 15) подогревается
в калориферах первого подогрева до состояний, соответствующих пара-
параметрам точек 14, 17 или 18, увлажняется (точка 13), нагревается в
местных подогревателях до параметров, соответствующих точкам 12а,
12р или 12т, при которых выпускается в помещения и приобретает за-
заданные параметры в зонах О или РЗ.
Если в каком-либо из помещений а, ? или m отсутствуют влаговыде-
ления, то параметры воздуха в нем изменяются. Например, в помеще-
помещении ? они могут летом стать равными параметрам в точке 1Р, а зимой
в точке lip вместо параметров в точках 1р и lip, соответствующих за-
заданным влаговыделениям.
В холодный период года производительность СКВ стремятся сокра-
сокращать, при этом возможность и пределы сокращения производительно-
производительности определяются уменьшением избытков тепла в помещении, для
борьбы с которыми работает система, условиями сохранения равномер-
равномерности параметров воздуха в обслуживаемой или рабочей зонах поме-
помещения и необходимостью обеспечения санитарной нормы притока на-
наружного воздуха.
При наличии в здании двух или большего числа кондиционеров
прежде всего определяют возможность обеспечения заданного режима
при уменьшенном числе работающих кондиционеров, а затем рассмат-
рассматривают необходимые пределы сокращения производительности отдель-
отдельных установок.
Необходимая производительность СКВ на весь холодный период
года определяется по условиям переходного режима, т. е. при парамет-
параметрах наружного воздуха ?=10° С при ? = 70%, а фактическое переклю-
переключение системы производится по обусловленным календарным датам,
например, 15 октября, с тем чтобы на режим для теплого периода года
система вновь включалась 15 мая.
Расчет сокращения производительности СКВ начинают с определе-
определения отношений избытков явного тепла в переходный период года к из-
избыткам явного тепла в теплый период (в обоих случаях при расчетных
параметрах наружного воздуха). Затем выбирают наибольшее из най-
найденных отношений теплоизбытков в комплексе помещений, обслужи-
обслуживаемых данным кондиционером, и делают предположение, что подача
воздуха во все зоны или помещения может быть уменьшена пропорци-
пропорционально этому отношению Кх . Далее определяют количество воздуха,
которое поступит в каждую зону или помещение при выбранном отно-
отношении, и проверяют равномерность параметров воздуха в их
обслуживаемых или рабочих зонах путем перерасчета воздухораспре-
воздухораспределителей. Практически считается, что при циркуляции воздуха менее
пяти объемов помещения в 1 ч нельзя достичь удовлетворительной
равномерности параметров. Количество наружного воздуха, которое
содержится в приточном воздухе, подаваемом СКВ, находится в неко-
некоторой постоянной пропорции. Руководствуясь ею, определяют количест-
количество наружного воздуха, которое поступит в каждую зону или помещение
после сокращения общей производительности кондиционера. Затем
проверяют, достаточно ли этого количества наружного воздуха для
удовлетворения санитарных норм Рхли окажется, что санитарная нор-
13
Теппоно
cume/ib
Теплоноситель
^ Холодная Ьода
Рис 1 3 Центральная многозональная двухвентиляторная система кондициониро
вания воздуха, работающая с рециркуляцией по одному или по двум каналам
(второй канал показан пунктиром)
а — схема системы б — построение процессов на / — d-диаграмме при работе с одним
первым рециркуляционным каналом, в — то же, при работе с двумя рециркуляционными ка
налами
Примечание Калорифер СП3 и клапан К9 устанавливаются в районах Крайнего Се
вера для предупреждения замерзания калориферов первого подогрева
ма больше, то в зависимости от экономической целесообразности из-
изменяют пропорцию наружного воздуха, вводимого СКВ, или меняют
отношение, положенное в основу сокращения производительности
Снижение производитечьности СКВ экономически всегда оправдано,
при этом для достижения наибольшего экономического эффекта следу-
следует применять: направляющие аппараты, устанавливаемые на всасыва
ющих отверстиях вентиляторов, если сокращение производительности
не превышает 30% от максимума и если производительность кондици-
кондиционера по номиналу не более 120 тыс. мъ1ч; индукторные муфты сколь-
скольжения при более глубоком уменьшении производительности кондицио-
кондиционеров и для кондиционеров производительностью 160—250 тыс. м3/ч
Построение процесса приготовления воздуха на /—d-диаграмые для
холодного периода года производится после того, как установлен коэф
фициент /Сх, характеризующий допустимое сокращение производитель
ности кондиционера на весь этот период.
С помощью коэффициента Кх для каждого помещения или зоны
а, р, , т находят величину воздухообмена Lua, Llip,..., Lllm , рабочую
разность температур ??//?, ?///?>. ., kt}lm и разность влагосодержа-
ний ???//?, /±d]}p,..., kdUm
б)
22а
Затем от точки На, характеризующей заданные параметры воздуха
в помещении а (см. рис. 1.2,6), откладывают наибольшую из найден-
найденных величин разности влагосодержаний Ad макс и определяют влаго-
содержание воздуха, приготовленного для холодного периода года
d]3 = dtta ¦—Ad MahC. На /—d-диаграмме проводится соответствующая
прямая 13—12р; от пересечения прямых tiia — tn'a, tUp — tllp и dl3
в точках Па', 11рг, Ит' откладывают рабочие разности температур
по d=const и разности влагосодержаний по i=const для каждого из
помещений или зон, обслуживаемых кондиционером. Соединив соот-
соответствующие точки, характеризующие температуры приготовленного
воздуха, ti2a> tnp» ti2m и точки, характеризующие влагосодержание воз-
воздуха в помещении аца, dUp, dllm , получают линии процесса ассими-
ассимиляции тепла и влаги в помещениях при расчетных параметрах для хо-
холодного периода года.
Далее определяют частные значения теплосодержаний воздуха
в помещениях и среднее их значение ///. На основании последнего
строится процесс дальнейшей обработки воздуха в кондиционере.
Максимальный расход холода на охлаждение воздуха в системе,
работающей без рециркуляции (см. рис. 12), при расчетных условиях
для теплого периода года составляет:
Qx=- Qxi+Qx2 + Qx3 + Qx4 = Ал (h — h) ккал/ч, A.1)
где Ln — полная производительность системы в мг\ч\
\ — удельный вес приточного воздуха в кг/м3,
Qxi — расход холода на охлаждение помещения, равный
Qx ? = L у (А — /а) ккал/ч; A.2)
1\ — среднее теплосодержание воздуха в обслуживаемых помещениях
в ккал/кг,
h — среднее теплосодержание приготовленного воздуха в кка if кг,
L — полезная производительность системы в мъ!ч,
Q\2 — расход холода на охлаждение наружного воздуха, вводимого в поме-
помещение.
Qx 2 = L у (/6 — А) ккал/ч; A.3)
Qx9 — расход холода, компенсирующий утечки воздуха, в ккал/ч;
Qx3 = (А,—I) у {h — h) + Ly (? —/3) ккал/ч; A.4)
L ? — L — потери воздуха в сетях в MZJ4\
Qx4 — количество холода, непроизводительно теряемое вследствие работы ка-
калориферов второго подогрева и равное
Qx 4 = L у (/2 — /4) ккал/ч . A.5)
Сравнительная экономичность СКВ определяется величиной коэф-
коэффициента использования холода ?4 , являющегося отношением полез-
полезных затрат холода на охлаждение помещения к общему расходу
??-Qxi/Qx- A.6)
Максимальный расход тепла в системе QTi при полной производи-
производительности в холодный период гоца Ln x в м3/ч на нагрев воздуха в ка-
калориферах первого подогрева равен:
Ql ? = Ln ? у (Iu — /1?) ккал/ч . A.7)
Иногда представляется целесообразным снять часть тепловой на-
нагрузки с калориферов первого подогрева, чтобы уменьшить их габари-
габариты и сопротивление. Этого можно добиться за счет частичного нагрева
воздуха теплой водой, разбрызгиваемой в камере орошения Подогрев
в калориферах можно производить до любой температуры в пределах
между точками 17 и 14, например, до точки 18 (см. рис. 1.2,6). Низ-
Низшим пределом нагрева в калориферах практически считается изотерма
13 (прямая 17—13), если ей соответствует температура 2° С и более. В
настоящее время ведутся исследовательские работы по непосредствен-
непосредственному нагреву водой воздуха, имеющего отрицательную температуру,
вплоть до —25° С.
Нагрузка на калориферы первого подогрева в случае нагрева воз-
воздуха до температуры, представленной изотермой 17, равна:
Ql 2 = U х у (/17 — /15) ккал/ч , A.8)
а остальное количество тепла
? Q1 = Ql ? — Ql 2 -???? (Аз — At) ккал/ч A.9)
должно вноситься водой, которая подается в камеру орошения конди-
кондиционера и подогревается с помощью скоростного водоподогревателя
или змеевика, расположенного в поддоне камеры.
16
Максимальный расход тепла в калориферах местного подогрева,
соответствующий полному отсутствию теплоизбытков в помещениях,
равен большей из двух следующих величин:
Q11 = 0,24 Ln у ft — Q ккал/ч ; A.10)
Q11 = 0,24??.??(?12-?13) ккал/ч, A.11)
где t\ и tn — средняя температура приготовленного воздуха в °С.
Система, приведенная на рис. 1.3, работает с переменным объе-
объемом наружного и рециркуляционного воздуха. Такие системы, как пра-
правило, экономичней систем, работающих с постоянным расходом компо-
компонентов смеси, так как обеспечивают максимальное использование на-
наружного воздуха для охлаждения помещения.
Наиболее надежны системы, имеющие приточный ПВ и рециркуля-
рециркуляционный РВВ вентиляторы (см. рис. 1.3,а). Но воздух на рециркуляцию
в этих системах можно забирать и с помощью одного приточного вен-
вентилятора.
По сравнению с одновентиляторными двухвентиляторные СКВ
значительно удобней в эксплуатации и расходуют меньше электро-
электроэнергии, если сопротивление рециркуляционных воздуховодов больше
сопротивления участка питания кондиционеров наружным воздухом.
Действительно, в этом случае система с одним вентилятором должна
подавать все количество воздуха под давлением, необходимым для про-
прохода воздуха через рециркуляционный воздуховод, аппараты кондици-
кондиционера и сеть подающих каналов, а при двух вентиляторах разность
между сопротивлениями рециркуляционного воздуховода и участка
питания кондиционера наружным воздухом преодолевается рециркуля-
рециркуляционным вентилятором, перемещающим, как правило, меньше воздуха,
чем приточный вентилятор.
Кроме того, при одновентиляторной схеме для вытяжки воздуха из
помещения также нужно иметь второй вентилятор, равный по произво-
производительности вентилятору РВВ, но работающий с переменным расходом
воздуха от максимума до величины меньшей, чем минимальный приток
наружного воздуха, на расход, необходимый для поддержания повы-
повышенного давления в помещениях. Регулирование вытяжного вентиля-
вентилятора по такой сложной зависимости от притока весьма затруднительно
и возможно только с помощью регулятора, поддерживающего постоян-
постоянную разность между давлением воздуха в помещении и наружным воз-
воздухом. Для устройства вытяжки, не связанной с рециркуляцией, требу-
требуется дополнительная система воздуховодов, что удорожает систему.
Устраивать естественную вытяжку из помещений, в которых кон-
кондиционируется воздух, не рекомендуется, так как при естественной вы-
вытяжке регулирование приходится вести в условиях, осложненных пере-
переменным противодавлением как по величине, так и по знаку: в теплый
период года воздух внутри помещения холодней и тяжелей наружного,
а зимой — наоборот.
Кроме того, для регулирования приходится употреблять клапаны
значительно большей площади, чем при вентиляторной тяге, и суммар-
суммарная неплотность их притворов может существенно повлиять на каче-
качество регулирования.
Системы с двумя вентиляторами производят меньше шума, так как
вентиляторы работают при более низких давлениях, чем в одновентиля-
торных системах. Однако основными преимуществами двухвентилятор-
ных систем являются надежность и удобство управления и регулирова-
регулирования, так как весь комплекс устройств, обеспечивающих приток и вы-
вытяжку из помещений, сосредоточивается в одном кондиционере.
При проектировании СКВ с двумя рециркуляционными каналами
{см. рис. 1.3) следует обеспечить надежную увязку потерь давления во
2 Зак 665 17
втором рециркуляционном канале с потерями давления в секциях кон-
кондиционера.
В многозональных СКВ второй рециркуляционный канал регулиру-
регулируют вручную или дистанционно клапаном К12.
В теплый период года система, работающая с одной первой рецир-
рециркуляцией (рис. 1.3,6), засасывает наружный воздух, который имеет
параметры, характеризуемые точкой 4, смешивает его с нагревшимся
в вентиляторе РВВ (отрезок 1—6) рециркуляционным воздухом
(средние параметры его характеризуются точкой /), в результате чего
получается смесь с параметрами, характеризуемыми точкой 5. Весь
воздух, подаваемый кондиционером, охлаждается в камере орошения·
или в орошаемом поверхностном воздухоохладителе до параметров,
характеризуемых точкой 13, нагревается в вентиляторе и воздуховодах
до состояния, характеризуемого точкой 12, нагнетается в помещения:
или зоны, ассимилирует тепло и влагу и принимает заданные номи-
номинальные параметры 1а, 1р, 1т. В холодный период года наружный-
воздух (точка 24) смешивается с рециркуляционным воздухом, сред-
средние параметры которого характеризуются точкой 21, смесь (точка 27)
нагревается в калориферах первого подогрева до состояния, характе-
характеризуемого точкой 25. Теплосодержание в точке 25 равно необходимому
для создания требуемой влажности воздуха в помещении. Смесь ув-
увлажняется до состояния, характеризуемого точкой 33, и нагревается в
калориферах местного подогрева до состоянии, характеризуемых точ-
точками 22а, 22р, 22т, а в среднем до состояния, характеризуемого точкой-
22. В зонах О или РЗ помещений воздух принимает заданные состояния
(точки 21а, 21 р, 21т). Нагрев воздуха в рециркуляционном вентилято-
вентиляторе РВВ в холодный период года обычно не учитывают. Максимальный
расход холода при расчетном режиме для теплого периода года состав-
составляет
Qx = Qxi +Qx2 + Qx3 = Lopy D — Аз) ккал/ч, A.12)
где Lop — количество воздуха, проходящего камеру орошения, в мъ/ч (для системы с
одной первой рециркуляцией воздуха L, р = Ln мд/ч),
Qn — расход холода на охлаждение помещения при введении воздуха Ly в кг/ч,
равный
Qx ? = L ? (Л — /12) ккал/ч; A.13)
Qx2 — расход холода на охлаждение наружного воздуха Lny в кг/ч , равный
Qx 2 = LH у (А — А) ккал/ч ; A.14)
QX3 — расход холода на потери воздуха в сетях Ln—L в м3/ч, потери, связанные с
охлаждением наружного воздуха, который проходит через неплотности се-
сетей Ln н — LH в мг/ч и нагрев подаваемого и рециркуляционного воздуха
?-?? — ??? в кг/ч в сетях и вентиляторах,
Qx з - (Ln - L) у (А - /12) + К ? (?2 - Аз) + (U н - LB) у (А - А) +
+ Lp У (h — А) ккал/ч. A.15)
Максимальный расход тепла в калориферах первого подогрева си-
системы Qri при производительности, установленной для холодного пе-
периода года Ln х, и подаче наружного воздуха Ln H в ма/ч равен
Ql ? = Ь„ш н ? (/25 ~ hi) = Ln ? ? (/25 — А?) ккал/ч. A.16)
Максимальный расход тепла в калориферах второго подогрева оп-
определяется по аналогии с расчетом по формулам A.10) и A.11), но с
заменой в них /4 на t\%, ??? на t^i и t\% на ?3з-
В системе с двумя рециркуляционными каналами (рис 1.3,в) наруж-
наружный воздух, имеющий расчетные параметры для теплого периода
года (точка 4), смешивается с рециркуляционным воздухом (точка 2)
и смесь с параметрами, характеризуемыми точкой 5, охлаждается в
камере орошения или в орошаемом поверхностном воздухоохладителе.
18
до состояния, характеризуемого точкой 13. Рециркуляционный воздух
(точка 2), поступая по второму рециркуляционному каналу, подмеши-
подмешивается к охлажденному воздуху (точка 13). Смесь (точка 3), проходя
приточный вентилятор и воздуховоды, нагревается до состояния, ха-
характеризуемого точкой 12, и выпускается в помещения, где, ассимили-
ассимилируя тепло и влагу, приобретает заданные параметры, которые пред-
представлены средней величиной (точка /). В рециркуляционном венти-
вентиляторе воздух (точка 1) подогревается до параметров, характеризуе-
характеризуемых точкой 2.
При расчетных условиях для холодного периода (точка 24) на^
ружный воздух смешивается с рециркуляционным (точка 21), смесь
(точка 35) подогревается калориферами первого подогрева до состо-
состояния, характеризуемого точкой 25, затем увлажняется и приобретает
параметры, характеризуемые точкой 33. Воздух, поступающий по вто-
второму рециркуляционному каналу, смешивается с увлажненным возду-
воздухом и смесь приобретает параметры, характеризуемые точкой 23, за-
тем нагревается в калориферах второго подогрева до состояния, харак-
характеризуемого точкой 22, и выпускается в помещения, где, ассимилируя
влагу и нагревая помещения, воздух приобретает параметры, которые
на /—d-диаграмме представлены средней величиной (точка 21).
Количество воздуха, проходящего камеру орошения Lop ? в долях
от полной производительности кондиционера Ln\ в расчетных условиях
для теплого периода года, равно
(^py7=teX = -t::tl· <1Л7>
Количество этого воздуха составляет
Lop у = (Lop у) Lny кг/ч. A.18)
Количество воздуха, проходящего по первому рециркуляционному
каналу, определяется как разность
Lnip"y = Lopy~ Ln.H"V кг/ч, A.19)
а количество воздуха, проходящего по второму рециркуляционному,
каналу, — как разность
Ln 2 ? у = Ln у ~ Lop у кг/ч. A.20)
где Lu ?? — полный расход наружного воздуха в кг/ч;
Ln\ — полная производительность кондиционера в кг\ч.
Максимальные расходы холода и тепла для системы, имеющей два
рециркуляционных канала, определяются по формулам, аналогичным
формулам A.12) — A.16).
Автоматическое регулирование и контроль описанных многозональ-
многозональных систем, работающих на наружном воздухе или с рециркуляцией^
осуществляются следующим образом. Установленные в помещениях
или в зонах одного помещения терморегуляторы ?ja, Tjp, Тш управля-
управляют калориферами местного второго подогрева путем регулирования по-
подачи теплоносителя клапанами Kla, Kip, Kim и расхода воздуха обвод-
обводными клапанами К2а, К2р, К2ш, если установлена необходимость
применения обводных клапанов (теплоноситель пар). Постоянство
влажности обеспечивается терморегулятором «точки росы» Т2, который
во всех описанных системах на режимах охлаждения (в теплый период
года) управляет подачей холодной воды в камеру орошения или в по-
поверхностный орошаемый воздухоохладитель с помощью клапана КЗ.
В системах, не имеющих рециркуляции, в холодный период года термо-
терморегулятор Т2 управляет клапанами К4, Кб, а при необходимости также
и клапаном К5 (теплоноситель пар), регулирующими работу калорифе-
калориферов первого подогрева.
В системах с первой рециркуляцией воздуха регулятор Т2 в
2* ^ак 665 19
теплый период года работает совместно с двухпозиционным тер-
терморегулятором Г4, датчиком которого является мокрый термо-
термометр, установленный в потоке наружного воздуха и работающий
по следующей программе. При теплосодержании наружного воздуха
1Н >/6 терморегулятор Г4 (см. рис. 1.3,а) устанавливает воздушные кла-
клапаны К7 и К8 на режим минимальной подачи только наружного возд\ха
и максимальной подачи рециркуляционного воздуха. Когда теплосодер-
теплосодержание наружного воздуха лежит в пределах 1\ъ<1н <h, терморегулятор
Г4 устанавливает клапаны KJ и К8 на режим подачи только наружного
воздуха и подключает управление этими клапанами непосредственно к
терморегулятору Т2, который управляет ими в холодный период года,
характеризуемый условиями /н </]з- В холодный период регулятор Т2
при понижении теплосодержания наружного воздуха от /?3 до минимума
с помощью клапанов К7 и К8 постепенно сокращает подачу наружного
воздуха и доводит ее до минимума. После этого регулятор Т2 перехо-
переходит на управление клапанами К4 и Кб (а при необходимости и обвод-
обводным клапаном К5), регулирующими работу калориферов первого подо-
подогрева. Воздушный клапан КЮ открывается при пуске кондиционера и
закрывается при его остановке.
В системах большой производительности F0 тыс. м3/ч и более) и в
случаях, когда требуется обеспечить надежный подпор воздуха в кон-
кондиционируемом помещении, воздушный клапан на выбросе КЮ присое-
присоединяют к установленному в помещении регулятору избыточного давле-
давления Д\ (в однозональных системах).
В холодный период года СКВ, работающие по двухвентиляторной
схеме, следует запускать, начиная с включения рециркуляционно-вы-
тяжного вентилятора и открытия клапанов К4 и Кб на теплоносителе у
калориферов первого подогрева, тогда СКВ заполняется теплым возду-
воздухом из помещения и часть его выдавливается через неплотности закры-
закрытых клапанов К7 и КЮ, благодаря чему примерзшие створки клапанов
быстро оттаивают и клапаны могут быть открыты без применения
электропрогрева. Открытие и закрытие клапанов К7 и КЮ блокируется
с пуском и остановкой приточного вентилятора.
В схему терморегулятора Т2 может быть включен корректирующий
терморегулятор Тк , установленный в канале наружного воздуха.
Для уменьшения опасности замерзания калориферов первого подо-
подогрева их следует устанавливать в два ряда последовательно (по ходу
воздуха) и оборудовать отдельными регулирующими клапанами на тру-
трубопроводах, подводимых к каждому ряду.
Для предупреждения замерзания калориферов первого подогрева,
до пуска кондиционера в зимнее время, следует включать теплоноси-
теплоноситель для трех-пятиминутного прогрева калориферов при полностью от-
открытых клапанах К4 и Кб. Затем регулирование подачи теплоносителя
следует вести клапаном К4, сокращая или увеличивая подачу тепла во
второй ряд калориферов (считая по ходу воздуха), и только после за-
закрытия клапана К4 следует переводить регулирование на клапан Кб,
управляющий первым рядом калориферов.
Калориферы первого подогрева с поверхностью нагрева, превышаю-
превышающей более чем на 10% потребную при теплоносителе воде, следует обо-
оборудовать ручными или дистанционно управляемыми обводными клапа-
клапанами К5. При теплоносителе паре клапаны К5 должны устанавливаться
на калориферах первого подогрева всегда и автоматически регулиро-
регулироваться одновременно с клапаном К4.
Для предупреждения замерзания калориферов первого подогрева
устраивается автоматика, действующая во время работы вентилятора
кондиционера и после его остановки.
20
При включенном приточном вентиляторе защита калориферов (при
теплоносителях воде и паре) систем, работающих на наружном воздухе
(без рециркуляции), производится датчиком температуры Г5, который
устанавливается в приточном воздуховоде (см. рис. 1.2). Датчик настра-
настраивается на аварийную температуру на 5—10° ниже нормальной темпе-
температуры, контролируемой терморегулятором Т2 (но не ниже 2°) и соеди-
соединяется с регулятором, который выключает приточный вентилятор, подает
аварийный сигнал, полностью закрывает приемный клапан К7 наруж-
наружного воздуха и открывает клапаны К4 и Кб на подаче теплоносителя,
если температура понизится до аварийной. В СКВ с рециркуляцией те
же функции выполняет датчик Т3, установленный на трубопроводе воды
или конденсата, который выходит из первого ряда калориферов (см
рис 1.3, а). Датчик Т3 обычно настраивают на температуру 30°С.
При остановленном приточном вентиляторе наиболее надежна орга-
организация постоянного прогрева калориферов путем автоматического
включения подачи теплоносителя клапанами К4 и Кб на 40—60 сек че-
через каждые 2—4 мин.
В этом режиме автоматика, защищающая калориферы первого по-
подогрева от замораживания, включается терморегулятором Тк , если тем-
температура наружного воздуха понижается ниже 2°С, и отключается при
более высокой температуре.
В районах Крайнего Севера, где расчетные температуры наружного
воздуха опускаются ни лее —40°С, в системах, работающих на наружном
воздухе (см. рис. 1.2), устраивают возврат части приготовленного воз-
воздуха (до 20%) в камеру до калориферов первого подогрева. На воздухо-
воздуховоде возвращаемого воздуха устанавливают клапан К8 и калорифер
СПЪ с клапаном К9. В этом случае терморегулятор Тк включает оба
клапана К8 и К9 при падении наружной температуры ниже опасного
предела, например ниже —35°С.
В системах, работающих с рециркуляцией (см. рис. 1.3) в районах
Крайнего Севера, устанавливают дополнительный калорифер С773, уп-
управляемый клапаном К9 и включаемый терморегулятором Гк. На Аляс-
Аляске (США) иногда также прибегают к установке калориферов пеового
подогрева в канале рециркуляционного воздуха.
Местные или дальномерные приборы должны контролировать: посто-
постоянно температуру и влажность в обслуживаемых помещениях — точки
tla, tlp и tlm, ?1?, ??? и elm и периодически температуры в воздухово-
воздуховодах и кондиционере — точки t2a» t2p, t2m , tz—16; температуры воды и
теплоносителя — точки t7—tn; давления воды и теплоносителя—· точки
d\—do,; расходы воздуха и холодной воды — точки р\ и р2.
5. СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА ДЛЯ
ТЕРМОКОНСТАНТНЫХ ПОМЕЩЕНИЙ1
Термоконстантные помещения лабораторий и промышленных пред-
предприятий прецизионного приборостроения в зависимости от точности
поддержания температуры в рабочей (РЗ) или обслуживаемой (О) зо-
зоне делятся на четыре группы (табл. 1.2).
Кондиционирование воздуха в помещениях 1-й и 2-й групп может
быть осуществлено многозональными СКВ, описанными на стр. 11—21.
При этом необходимо тщательно продумать разбивку помещений на зо-
зоны соответственно распределению тепловых нагрузок, особенно для по-
помещений 2-й группы, и предусматривать воздухораспределение, обеспе-
обеспечивающее достаточную равномерность параметров в рабочей зоне поме-
помещений. Необходимо учитывать, что в точке установки датчика поддер-
поддерживать температуру с отклонениями в пределах ±0,3-7-0,5° не пред-
1 По материалам инж В А Орлова.
Таблица 12
Температуры термоконстантных
помещений (в рабочей или
обслуживаемой зоне)
Группа
Номиналь-
Номинальная темпе-
температура
в °С
Допускаемые отклоне-
отклонения в пределах зон
в °С
ставляет существенных трудностей, но
отклонения температуры на некоторых
расстояниях от датчика зависят от не-
неконтролируемого взаимодействия теп-
тепловыделений и связывающего эффекта
воздушных потоков.
Для достижения заданной точности
поддержания температур в помещени-
помещениях 3-й и 4-й групп необходимы специ-
специальные строительные и технологиче-
технологические решения и прежде всего заключе-
заключение кондиционируемого помещения
внутрь другого помещения — оболочки,
изолирующей его от влияния измене-
изменения температур наружного воздуха и колебания температур в соседних
помещениях.
ртвч.
20
20
20
20
±1 ДО ±2
±0,5
+ 0,1 до з:0,2
±0,03 до ±0,05
Теплоноситель
Й/С7
Теппоноситель
бода
Рис. 1 4. Центральная система кондиционирования воздуха помещения для пре-
прецизионных работ
/—помещение для прецизионных работ, 2 — вспомогательное помещение — оболочка; 3~
решетки для вытяжки воздуха, 4 — воздухораспределитель, 5—светильник; 6—воздухорас-
6—воздухораспределитель для оболочки (остальные обозначения см. в табл. 1.1)
S2
Помещение должно освещаться только искусственным светом — све-
светильниками, которые помещаются в пределах оболочки и охлаждаются
водой или воздухом, отводящими тепло за пределы оболочки.
Технологический процесс должен сопровождаться минимальными и
равномерными выделениями тепла. Приводы механизмов следует выно-
выносить за пределы обслуживаемого помещения внутрь оболочки, а опера-
операции, во время которых колебания температуры не должны превышать
±0,05°, следует производить автоматами, и на это время из помещений
должны выходить люди и должен выключаться свет.
По схеме кондиционирования воздуха помещений 3-й и 4-й групп,
приведенной на рис. 1.4, в период подготовки и наладки технологиче-
технологического оборудования в помещение и в оболочку подается воздух от кон-
кондиционера по отдельным каналам. В каждом из каналов установлены
электронагреватели, входящие в комплект регуляторов температуры
высокой чувствительности РТВЧ (например, регуляторы по промышлен-
промышленной нормали ПН 2.977.004.СХЭ, разработанные ВНИИ физико-техниче-
физико-технических и радиотехнических измерений).
Количество воздуха, подаваемого в рабочее помещение и оболочку,
определяется максимальными избытками явного тепла во время подго-
подготовительного технологического режима и рабочей разностью температур
??? =1°. В этот период колебания температур в рабочем помещении
следует ожидать ±0,2 -~ 0,1°.
При включении технологического оборудования на автоматическую
работу, выключении света и удалении обслуживающего персонала пода-
подача притока в помещение 1 прекращается и через 2—2,5 ч колебания
температуры могут быть уменьшены до ±0,05°. В это время приток
воздуха осуществляется только внутрь оболочки 2, где поддерживается
температура 20±0,2°С; теплообмен с рабочим помещением происходит
через ограждения оболочки и таким образом сводится к минимуму.
Приготовление воздуха по схеме, приведенной на рис. 1.4, в преде-
пределах кондиционера аналогично описанному на стр. 17·—21, для кондицио-
кондиционера, к которому подводится воздух только по первому рециркуляцион-
рециркуляционному каналу (см. рис. 1.3, ? и б). Однако терморегулятор Гь управляю-
управляющий работой калорифера местного подогрева СП, устанавливается в
воздуховоде после этого калорифера (см. рис. 1.4), а регулирование
температуры в помещении и оболочке осуществляется регуляторами
РТВЧ от датчиков ?\а и Т\Б.
6. СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА ДЛЯ ОСОБО
ЧИСТЫХ ПОМЕЩЕНИЙ1
Процессы производства полупроводников, точной оптики и механики
и многие другие требуют высокой чистоты воздуха. Для ведения этих
процессов необходимы специальные помещения, оборудованные слож-
сложными и надежными устройствами для обеспыливания и кондициониро-
кондиционирования воздуха.
Пыль вносится в помещения с наружным воздухом, через двери и лю-
люки в вентиляционном оборудовании, а также через двери и окна обслу-
обслуживаемых помещений. Известно, например, что в 1 ж3 воздуха крупного
промышленного города содержится до 300 млн. пылинок размером от
долей до сотен микрон. Внутренние источники пылевыделений — это
процессы производства, а также персонал.
По стандартам США воздух помещений в зависимости от содержа-
содержания в нем пыли подразделяется на три класса.
1 По материалам инж. Л П. Кваоталова.
'23
Класс 100 000 — воздух, содержащий в 1 ж3 не более 3,5 млн пыли-
пылинок A00 тыс. пылинок в 1 футе3) размерами 0,5 мк и более, в том числе
не более 24,5 тыс. пылинок размерами 5 мк и более
Класс 10 000 — воздух, содержащий в 1 ж3 не более 350 тыс. пыли-
пылинок A0 тыс. пылинок в 1 футе3) размерами 0,5 мк и более, в том числе
до 2,3 тыс. пылинок размерами 5 мк и более.
Класс 100 — воздух, содержащий в 1 ж3 не более 3500 пылинок A00
пылинок в 1 футе3) размерами 0,5 мк и более.
Графически деление воздуха на классы чистоты показано на рис 1 5
1
3500000
350000
35000
3500
350
ч
к
S^ -
у,
S
ч
s
4"<е
V
S
__. -Э^
ч^
ГТГ^Ч ~ц
fci
|4=Рч
_ —(
?
-Ч^—
s
t ?-
>
-
Ч
=1
—*·
—J==j
ч-i-
0,5
? 5? юр
Размер пылинок В мк
Рис 1 5 Классы чистоты воздуха
???
До последнего времени широко применялись СКВ по схеме, приве-
приведенной на рис 1 6 Воздух в этой системе проходит сначала фильтр гру-
грубой очистки 2 и промежуточный фильтр 10, а затем абсолютный фильтр
//, где улавливаются частицы пыли размером до 0,3—0,5 мк. Чистый
воздух поступает в помещение через воздухораспределительное устрой-
устройство 13, в качестве которого применяются плафоны, перфорированные
панели и решетки. Из помещения воздух удаляется через решетки у по-
пола 14 вентилятором 15, направляющим часть воздуха на повторную
обработку в кондиционер по воздуховоду 16 ши 17, а остаток —
в атмосферу по воздуховоду 18. Такие системы могут обеспечить сниже-
снижение запыленности 1 м3 воздуха в помещении до 1,75 млн. пылинок. Ппи
этом в помещении неизбежно возникают зоны с повышенной турбулент-
турбулентностью и застойные зоны, вследствие чего происходит взмучивание и
оседание пылевых частиц размером до нескольких сотен микрон. Для
создания в помещении мест с более высокой чистотой воздуха устанав-
устанавливаются камеры или боксы А и Б (см. рис. 1.6), в которых воздух про-
проходит дополнительную очистку. В боксы встроены вентиляторы 20, 22 и
23 и воздушные фильтры—промежуточные 21 и 24 и абсолютные 19 и 25
В последнее время в СССР и ряде других стран для обеспечения бо-
более высокой чистоты воздуха, чем та, которая может быть достигнута
описанной выше системой, начали применять так называемые системы с
ламинарным потоком воздуха (рис. 1.7). Воздух подается в чистое по-
помещение через очень большую поверхность, например через потолок
24
1 2 3
Рис I 6 Центральная система кондиционирования воздуха для чистых помещений с
турбулентным потокам воздуха
А и Б — местная установка (бокс) соответственно с ниспадающим и поперечным ламинарным
потоком, /—воздушный клапан; 2 — фильтр грубой очистки, 3— калорифер первого подогрева,
4 — подающий вентилятор, 5 — воздухоохладитель; 6 — увлажнитель, 7 —дренаж, 8 — калорифер
второго подогрева, 9 — воздушный клапан; 10 — промежуточный фильтр, // —абсолютный фильтр,
12 — регулятор статического давления; 13 — воздухораспределительное устройство, 14—вытяжные
отверстия, 15 — рециркуляционно-вытяжной вентилятор; 16 — рециркуляционный воздуховод; 17 —
возможное положение рециркуляционного воздуховода; 18 — воздуховод для выброса в атмосферу,
19 и 25 — абсолютные фильтры в местной установке, 20 22 и 23 — вентиляторы местной установки
21 и 24 — промежуточные фильтры местной установки
10
Падпиточнь1й
доздух
..чныи
Воздух
I 12
13
I
Г '
I
А
I
I
?_^ исноон
/Воздух
Оснобнои
Рис 1 7. Центральная система кондиционирования воздуха для чистых помеще-
помещений с ламинарным потоком воздуха
А — чистое помещение с ламинарным потоком воздуха ниспадающим, Б — то же, с попереч
ным; / — воздушный клапан; 2 — фильтр грубой очистки (коэффициент очистки 50%)· 3 —
промежуточный фильтр (коэффициент очистки 65%), 4— вентилятор наружного воздуха,
5 — абсолютный фильтр (коэффициент очистки 99,97%); 6 — калорифер; 7 — вентилятор вто-
вторичного воздуха; 8 — воздухоохладитель; 9 — калорифер; 10— увлажнитель; 11— дренаж,
12 — вентилятоо основного воздуха; 13 и 15 — абсолютные фильтры: 14— решетчатый пол,
16 — вытяжные отверстия; 17 — промежуточный фильтр
(помещение А) или через стену (помещение Б), а удаляется через всю
поверхность пола или через противоположную стену. Приточный воздух
предварительно почти полностью очищается от пылинок размером 0,3—
0,5 мк и более. Однако и здесь нельзя избежать частичной турбулиза-
ции приточных воздушных струй при встрече с препятствиями, хотя за
ними струи сохраняют основное направление и идут к вытяжным ре-
решеткам. Нарушения основного направления потока не велики, если в
поперечном сечении помещения воздух движется со средней скоростью
0,45 ±0,1 м/сек, что соответствует подаче 1620±360 мъ/ч на 1 м2 общей
площади потолка или стены помещения, и когда в помещении высотой
3 м создается обмен воздуха около 500 объемов в 1 ч. При уменьшении
средней скорости потока до 0,35 м/сек, т. е. при подаче воздуха 1260
мг/м2-ч, возникающие в помещении загрязнения частично распространя-
распространяются в направлениях, отличных от направления основного потока. Уве-
Увеличение скорости до 0,56—0,61 м/сек, что соответствует подаче воздуха
1960—2130 м3/м2-ч, приводит к повышению чистоты в помещении, одна-
однако это должно быть обосновано технико-экономическим расчетом.
Системы с подачей воздуха через потолок (помещение Л на рис. 1.7)
и удалением воздуха через пол более совершенны, чем системы с гори-
горизонтальной подачей воздуха (помещение Б). Абсолютные фильтры 13
обычно устанавливаются перед распределительными потолочными па-
панелями. Пыль, образующаяся в помещении, уносится вниз. В помеще-
помещениях с такой схемой очистки воздуха уровень запыленности может быть
снижен до 3500 пылинок в 1 ж3 и менее (класс 100).
В помещении с поперечным ламинарным потоком воздуха (помеще-
(помещение Б на рис. 1.7) происходит увеличение запыленности на участках,
прилегающих к стене, в которой расположены приемные решетки. Ис-
Исследованиями такой схемы было установлено, что в помещении длиной
около 35 м при числе работающих более 50 человек уровень запылен-
запыленности был непостоянен и в «грязном» конце помещения колебался от
35 тыс. до 2,1 млн. пылинок в 1 м3 воздуха. Однако этот способ очистки
воздуха легче осуществим и поэтому широко применяется в промыш-
промышленности, если по технологическому процессу более чистые операции
располагаются в «чистом» конце помещения, а операции, допускающие
большие загрязнения, — в токе удаляемого воздуха.
В чистых помещениях должно поддерживаться избыточное статиче-
статическое давление не менее 1,25 кГ/м2, в том числе и при открывании двери
в смежное помещение.
Постоянная температура в чистых помещениях поддерживается в за-
зависимости от технологических требований для обеспечения комфорта
работающим. Постоянство влажности необходимо для защиты материа-
материалов, изделий и инструмента от коррозии, предотвращения выпадения
влаги на рабочих поверхностях и снижения зарядов статического элект-
Таблица 13 Ричества· Коррозия точно обрабо-
обработанных поверхностей существен-
существенно усиливается при относительной
влажности более 50%, а образо-
образование статического электричества
на этих поверхностях—при 40% и
менее. Статические заряды спо-
способствуют притяжению взвешен-
взвешенных частиц и могут привести к по-
повышению концентрации пыли в
зоне обработки деталей до недо-
недопустимых пределов. Обычно под-
поддерживают температуру и относи-
относительную влажность воздуха, ука-
указанные в табл. 1.3
Параметры воздуха в особо чистых
помещениях
Наименование
В пределах помещения
В точке регулирова-
регулирования
Допустимые колеба-
колебания:
обычные ....
предельно точные
Температу-
Температура
20—26°С
22°С
±2°
±0,5°
Относи-
Относительная
влажность
в %
40—55
45
ге5
±2
26
Для тонкой очистки воздуха следует применять фильтры, улавлива-
улавливающие пылевые частицы размером более 0,3 мк при общем коэффици-
коэффициенте очистки до 99,97%.
7. ЦЕНТРАЛЬНЫЕ ДВУХКАНАЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ
Кондиционеры центральных двухканальных СКВ подают к конди-
кондиционируемым помещениям по двум параллельным каналам горячий и
холодный воздух. Температура в каждом помещении регулируется ком-
комнатным терморегулятором, воздействующим на исполнительный меха-
механизм смесительного воздушного клапана СК, который изменяет соотно-
соотношение количества горячего и холодного воздуха в подаваемой смеси.
По эффекту действия двухканальные системы равнозначны многозо-
многозональным системам, но обладают следующими достоинствами: отсутст-
отсутствие в обслуживаемых помещениях или вблизи них теплообменников,
трубопроводов тепло- и холодоносителя, а также электропроводок;
максимальное использование холода наружного воздуха в переходное
время года; возможность совместной работы с системой отопления с
местными приборами, что особенно важно для существующих зданий,
системы отопления которых при устройстве двухканальных СКВ могут
быть сохранены. Недостатки двухканальных систем низкого давления —
повышенные затраты на устройство и тепловую изоляцию параллельных
воздуховодов и затруднительность прокладки воздуховодов как во вновь
строящихся зданиях, так особенно в существующих зданиях.
Двухканальные системы бывают прямоточными (рис. 1.8) и с приме-
применением рециркуляции (рис. 1.9). В состав центральной двухканальной
системы кондиционирования воздуха (см. рис. 1.8) кроме кондиционера
входят: калорифер второго подогрева и регулирующие клапаны к нему
К9 и КЮ; смесительные клапаны СК а , СКР и СКт по числу обслу-
обслуживаемых помещений или комплексов одинаковых помещений; клапаны
для распределения воздуха К8 между воздухопроводами холодного и
подогретого воздуха (если местные смесители не имеют регуляторов по-
постоянства расхода воздуха).
Смесительные клапаны для двухканальных систем низкого давления
(см. рис. 1,8, виг) разработаны Ленинградским отделением Проект-
промвентиляции (инженеры В. В. Ловцов, Б. И. Потехин, В. Ф. Пустош-
ная) и испытаны ВНИИ охраны труда ВЦСПС в Ленинграде (инж.
Л. В. Павлухин). Результаты испытания клапана приведены на рис. 1.8Д
при этом отношение расходов воздуха в подводящих каналах Lx и L2 к
суммарному расходу воздуха через клапан Lo выражается формулами
fll _i f _i »?I
'p. у "T~ "=Ш T" *0
*>p. у T^ ·=? г ¦»
A.21)
A.22)
где Сш —коэффициент сопротивления установочного шибера;
ои ^о1· ^ и ^П—коэффициенты сопротивления клапана соответственно в откры-
открытом и промежуточных положениях регулирующей заслонки при
отсутствии установочного шибера;
Ср , ??1 —коэффициенты сопротивления ветвей, отнесенные к скоростному
давлению в присоединительных патрубках клапанов / и 2 (см.
рис. 1 8, в).
Величины коэффициентов сопротивления установочного шибера Сш
и регулирующей заслонки С1 и С11 могут быть приняты по табл. 1.4.
27
PBB
Теплоноситель —-«-If
5- Колодная 8ода
L
V
1
0,8
10
/
ч
/
У
.
ft
k
N
//
//
\
k.
/,
?
/
1,8
.———
——~,
4
\
3 6
0,2 0,4 0,6 0,8 F
Рис. 1.8. Центральная многозональная
двухканальная система кондиционирования
воздуха, работающая на наружном воздухе
а — схема системы; б — построение процессов на
/ — ?-диаграмме; в и г — смесительный клапан,
соответственно общий вид и разрез: / и 2 — па-
патрубок соответственно подогретого и холодного
воздуха; 3—рама; 4— установочный шибер (за-
(заштрихован); 5 — рамка клапана; 6 — регулирую-
регулирующий клапан; 7 — зубчатая рейка; 8 — зубчатый
сектор; 9— исполнительный механизм; 10— пере-
переходный патрубок; д — характеристика_ клапана
L— относительный расход воздуха; F — относи-
относительная площадь открытия клапана
Таблица 14
Коэффициенты сопротивления установочного шибера и заслонки в зависимости от
площади открытия (по данным инж. Л. В. Павлухина)
Относительная пло-
площадь открытия ши-
шибера или заслонки
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
Коэффициент местно-
местного сопротивления
193
44,5
17,8
8,12
4,02
2,08
0,95
0,39
0,09
0
Исследованиями установлено, что наиболее близкая к линейной ра-
рабочая характеристика клапана соответствует коэффициенту сопротивле-
сопротивления ветвей Ср.у = 1,34. В соответствии с этим и рекомендуется выбирать
размеры смесительного клапана, руководствуясь площадью присоедини-
присоединительных патрубков
Fnnr = 0,83· 10 LviaKC , A.23)
y
с —максимальный расход воздуха через рассчитываемый патрубок клапана
в м3/ч;
у — сопротивление присоединяемого регулируемого участка воздуховода
в кГ/м2.
29
Местные смесители устанавливают, как правило, в непосредственной
близости к обслуживаемым помещениям Если количество обслужива-
обслуживаемых помещений или их комплексов более шести, то оборудование для
местного распределения воздуха в двухканальной системе обходится де-
дешевле, чем в системе с местными подогревателями Преимущество двух-
канальных систем возрастает с увеличением числа обслуживаемых по-
помещений.
В теплый период года в кондиционере двухканальной системы на-
наружный воздух (точка 5 на рис 1 8, б) фильтруется, а затем охлаждает-
охлаждается в камере орошения или в поверхностном орошаемом воздухоохлади-
воздухоохладителе до состояния, характеризуемого точкой 3 Проходя через вентиля-
вентилятор и каналы, воздух нагревается до состояния, характеризуемого точ-
точкой 4 В канале горячего воздуха установлен калорифер второго подо-
подогрева, в котором воздух нагревается до состояния, характеризуемого точ-
точкой 6, а после смешения холодного и подогретого воздуха, в зависимости
от потребности каждого из помещений, воздух приобретает параметры
2а, 2р, 2т и поступает в помещения, где, ассимилируя избытки тепла и
влаги, приобретает параметры 1а, 1р, 1т
Холодоноситель,
BK7
Теплоноситель
Кб
Рис 1 9 Центральная многозональная двухканальная система кондиционир ва
ния воздуха с поверхностными теплообменниками, работающая с рециркучяцией
по двухвентиляторнои схеме
Из-за неплотности клапанов у местных смесителей минимальная
температура воздуха (см рис 18, б), которую можно приготовить для
помещения в теплый период года, составляет
t2p = A —л) t4 + nt6, A.24)
где п — неплотность закрытого канала на проходе подогретого воздуха в до-
долях от суммарного поступления воздуха через клапан (от 0,05 до 0,1—
уточняется по данным завода-изготовителя);
t2p, t4 и t6 —температуры воздуха в каналах после смесителя (минимальная), хо-
холодного и теплого воздуха.
Соответственно полезная производительность системы определяется
рабочей разностью температур ??? =t\—tip y где t\ средневзвешенная
температура обслуживаемых помещений, равная
tx = ti«L^+tiPLip+--- + ti<nLi'n град . A >25>
Ll a + Ll ? + · · · + Ll m
Максимальная полезная пропускная способность канала холодного
воздуха принимается равной L A—?) в мъ/ч, а воздуховода подогретого
воздуха — от 50 до 70% от нее и только в редких случаях принимается!
равной 100%. Отсюда температура в канале подогретого воздуха в теп-
теплый период года должна быть равна:
?/?
ts = t2c + ккA__п) гРад » A-26)
где kK— пропускная способность канала подогретого воздуха в долях от пропускной
способности канала холодного воздуха,
t2c — средняя температура вводимого воздуха при максимальной нагрузке в теп-
теплый период года, равная:
t2c = ^^ + ^?- + ^^ град. A.27)
L = L2a -\- L2p +...+ L2m— полезная производительность системы в мэ/ч.
В холодный период года наружный воздух (см. на рис. 1.8, б точку
15) подогревается в калориферах первого подогрева до состояний, ха-
характеризуемых точками 14, 17 и 18, увлажняется и приобретает пара-
параметры, соответствующие точке 13. Затем воздух проходит через вентиля-
вентилятор и воздуховоды (нагрев в которых в холодный период года не учиты-
учитывается), часть его подогревается в калориферах второго подогрева и по-
поступает в канал подогретого воздуха с параметрами, характеризуемыми
точкой 16. Остальной воздух поступает в канал холодного воздуха. За-
Затем производится смешение воздуха в смесителях, в результате чего воз-
воздух с параметрами 12а, 12р, 12т поступает в помещение и приобретает
там параметры Па, lip, llm.
Если в каком-либо из помещений отсутствуют влаговыделения, то па-
параметры воздуха в нем изменяются. Например, в помещении ? они могут
стать летом параметрами, обозначенными точкой 11Р, зимой—точкой lip
вместо параметров, обозначенных точками 1 р и 11 р.
Автоматическое регулирование и контроль системы осуществляется
следующим образом. Терморегуляторы Tla, Tjp и ?}т, установленные
в помещениях а, р и т, управляют соответственно местными смесителя-
смесителями СКа, СК ? и СКт , а терморегуляторы Т2 и Т5 и клапаны К4, К5, Кб
и К7 работают так же, как и у системы, показанной на рис. 1.2. Терморе-
Терморегулятор ?4, установленный в канале после калориферов второго подогре-
подогрева, управляет клапанами подачи теплоносителя К9 и воздушными кла-
клапанами KW. Регулятор статического давления Д\ с помощью клапанов
К8 выравнивает статическое давление в магистральных каналах. Если
смесительные клапаны СК снабжены индивидуальными регуляторами
расхода, то установка магистральных клапанов К8 и регуляторов давле-
давления Д\ необязательна.
Работа двухканальной системы должна контролироваться местными
или дальномерными приборами по аналогии с контролем системы, при-
приведенной на рис. 1.2. Дополнительно к этому следует контролировать
температуру в точке tn за калорифером второго подогрева.
Если поддержание постоянства влажности в помещениях не задано,
то двухканальные системы проектируют с поверхностными воздухоохла-
воздухоохладителями (см. рис. 1.9). Воздухоохладитель размещается в канале хо-
холодного воздуха, что более экономично, чем размещение на стороне вса-
всасывания, так как воздухоохладитель будет охлаждать только воздух,
который проходит по этому каналу. В частном случае в канале холодно-
холодного воздуха в качестве воздухоохладителя могут быть установлены каме-
камера орошения или поверхностный орошаемый воздухоохладитель, кото-
которые в холодный период года могут обеспечить увлажнение воздуха, по-
подаваемого в помещение. Устанавливая увлажнители только в канале
холодного воздуха, следует предусматривать максимальное сокращение
количества горячего воздуха, подаваемого кондиционером, и, следова-
следовательно, максимальное увеличение температуры с целью уменьшения
колебаний влажности в помещениях.
В двухканальной системе, работающей с рециркуляцией (см
рис. 1.9), терморегулятор Т2 в канале подогретого воздуха регулирует
работу калориферов второго подогрева клапаном К4. При этом послед-
последний может быть сблокирован с корректирующим терморегулятором Тк
получающим импульс от наружной температуры. В холодный период го-
года терморегулятор Тк по мере снижения наружной температуры посте-
постепенно увеличивает температуру в воздуховоде подогретого воздуха до
наивысшей, а при повышении наружных температур постепенно снижа-
снижает ее до минимальной. Вследствие этого в холодные периоды не проис-
происходит отклонения створок смесительных клапанов СКФ СКР и СКт
положения, близкие к полному закрытию, что улучшает баланс давле-
давлений в системе.
Терморегулятор Г4 в холодном воздуховоде поддерживает темпера-
температуру на постоянном уровне, не превышающем заданной точки росы (на-
(например, 13°С). Для этого в холодный период года терморегулятор Г4 ре-
регулирует расход наружного воздуха клапанами К7 и К8 и нагрев возду-
воздуха в калориферах первого подогрева клапаном Кб. При повышении на-
наружной температуры выше заданной A3°С) в воздухоохладитель пода-
подается холодная вода, расход которой регулируется тем же терморегуля-
терморегулятором Г4 с помощью клапана КЗ. Если температура наружною воздуха
приближается к величине, при которой воздухоохладитель не может
обеспечить охлаждение помещений, терморегулятор Тк сокращает по-
подачу наружного воздуха до минимума, прикрывая клапан К7 и открывая
клапан К8 на канале рециркуляции.
Для экономичной работы терморегулятор Тк должен регулировать
температуру по мокрому термометру, но для упрощения обслуживания
он часто выполняется сухим, при этом его настраивают на характерную
температуру для данной местности.
Регуляторы давления Д1 и Д2 поддерживают постоянное статичес-
статическое давление в холодном и теплом воздуховодах с помощью клапанов
К12 и К13 (если смесительные клапаны СК не снабжены индивидуаль-
индивидуальными регуляторами расхода). В тех случаях, когда необходимо регули-
регулировать влажность воздуха в холодный период года, в системе до венти-
вентилятора (см. рис. 1.9) может быть установлен увлажнитель воздуха Ув-
Увлажнитель можно регулировать влагорегулятором, установленным в ма-
магистральном рециркуляционном воздуховоде.
8. ОСОБЕННОСТИ ЦЕНТРАЛЬНЫХ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА СРЕДНЕГО И ВЫСОКОГО
ДАВЛЕНИЙ
Центральные системы среднего и высокого давлений следует приме-
применять в многокомнатных многоэтажных общественных и административ-
административных зданиях, в зданиях научно-исследовательских институтов и конструк-
32
торских бюро, гостиниц и больниц как вновь строящихся, так и в суще-
существующих. Центральные кондиционеры этих систем практически не отли-
отличаются от применяемых в системах низкого давления. Скорости воздуха
в фильтрах, подогревателях, охладителях и форсуночных камеоах при-
принимаются такими же, как в системах низкого давления, а скорости дви-
движения воздуха по магистральным приточным каналам рекомендуется
принимать согласно данным, приведенным в табл. 1.5.
Таблица 1.5
Скорость воздуха в магистральных приточных каналах СКВ среднего и высокого
давлений
Пропускная способность участка в тыс.
м3/ч
До 5
5—10
10—17
17—25
25—40
40-70
Более 70
Максимальная скорость воздуха в
м/сек * .
12
15
18
20
23
25
30
Рециркуляционные каналы СКВ высокого и среднего давлений обыч-
обычно рассчитывают на те же скорости, что и каналы систем низкого давле-
давления. Применение больших рабочих разностей температур между возду-
воздухом в помещениях и подаваемым воздухом, достигающих 18°, и высокие
скорости воздуха уменьшают сечение каналов и дают экономию в расхо-
расходовании полезных площадей и объемов в зданиях.
Рассматриваемым системам свойственны повышенные расходы энер-
энергии на холодоснабжение вследствие существенных поступлений тепла,
выделяющегося за счет работы вентиляторов среднего и высокого давле-
давлений и снижения температуры испарения холодильного агента, необходи-
необходимой для более глубокого охлаждения воздуха.
Одноканальные СКВ высокого и среднего давлений часто выполняют
прямоточными и рассчитывают на подачу только наружного воздуха в
объеме, требуемом для обслуживаемых помещений санитарными норма-
нормами. Часть нагрузок по теплу и холоду, которая не может быть покрыта
приточным воздухом, передается на местные установки.
Для борьбы с шумом, вызываемым значительными скоростями воз-
воздуха в каналах, помимо магистральных шумоглушителей перед каждым
устройством для выпуска воздуха устанавливают дополнительные мест-
местные шумоглушители.
К достоинствам одноканальных систем среднего и высокого давлений
относятся: большой радиус действия (свыше 100 м); возможность по-
поэтажного строительства и ввода в эксплуатацию (при нижней разводке);
надежное и гибкое регулирование температуры воздуха в помещениях;
выполнение отопительных функций в зимнее время, причем при подокон-
подоконной подаче воздуха уменьшаются неприятные холодные токи от окон;
малые габариты воздуховодов и центральных кондиционеров.
Недостатки одноканальных систем среднего и высокого давлений:
большая первоначальная стоимость; сравнительно высокие эксплуата-
эксплуатационные расходы; потребность в тепле и в летнее время для регулирова-
регулирования температуры воздуха в помещениях; трудность увязки сопротивле-
сопротивлений ответвлений и обеспечения аэродинамической устойчивости систем;
необходимость акустической обработки воздуховодов и выпускных уст-
устройств.
Двухканальные СКВ среднего и высокого давлений принципиально
не отличаются от ранее описанных двухканальных систем низкого давле-
давления, но для приготовления воздуха здесь применяют несколько новых
схем, наиболее распространенные из которых приведены на рис. 1.10.
Схема 1 (рис. 1.10, а). В центральном кондиционере в холодный пе-
период года производится увлажнение, а в теплый период — охлаждение и
3 Згк 665
33
6)
г)
?-ti MUH
Рис. 1.10. Схемы приготовительных центров двухканальных систем
кондиционирования воздуха
а—система с увлажнением и охлаждением в канале холодного возд\ха; б —
система с охладителем первой ступени; в — система с двумя приточными вен-
вентиляторами; г — система с увлажнением и охлаждением всего приточного
воздуха; 1 и /' — приточные вентиляторы; 2 — вытяжной вентилятор· 3 — ка-
калорифер первого подогрева; 4— фильтр; 5 —орошаемый воздухоохладитель
(или форсуночная камера); 6 — калорифер второго подогрева· 7 — воздухоох-
воздухоохладитель первой ступени; 8 — канал горячего воздуха; 9 —канал хо-годного
воздуха
осушка только того воздуха, который направляется в холодный канал.
В горячий канал воздух направляется без обработки его водой, т. е. с
непостоянным влагосодержанием.
Схема 2 (рис. 1.10, б). На линии приема наружного воздуха устанав-
устанавливают воздухоохладитель первой ступени 7 и при наружных температу-
температурах ниже 20°С эта система работает так же, как и система по схеме 1.
Летом минимальное количество наружного воздуха охлаждается в охла-
охладителе первой ступени, а затем смешивается с рециркуляционным возду-
воздухом. Температура воздуха на выходе из охладителя первой ступени долж-
должна поддерживаться на таком уровне, чтобы после смешивания его с ре-
рециркуляционным воздухом отсутствовала необходимость подогрева воз-
воздуха в горячем канале.
Предварительное охлаждение может производиться водой более вы-
высокой температуры (из реки или артезианской скважины), в то время
как в воздухоохладитель второй ступени (при ??>50%) необходимо
подавать воду с температурой порядка 5°С. Экономическая эффектив-
эффективность предварительного охлаждения увеличивается с понижением темпе-
температуры холодоносителя, подаваемого в охладитель второй ступени.
Схема 3 (рис. 1.10, в). Система имеет два приточных вентилятора,
каждый из которых рассчитывают на пропуск половины общего количе-
количества приточного воздуха. При расчетной температуре наружного воздуха
для холодного периода года и при более высоких температурах система
работает на смеси наружного и рециркуляционного воздуха. Пока темпе-
температуру воздуха ?? мокрому термометру за вентилятором V можно под-
поддерживать постоянной, воздействуют на теплоотдачу калорифера перво-
первого подогрева, сохраняя постоянство отношения расходов наружного и
рециркуляционного воздуха (например, наружного 0,25 L и 0,75 L рецир-
рециркуляционного), при этом стремятся вводить в систему минимальное коли-
количество наружного воздуха.
Рециркуляционный воздух в количестве 0,5 L проходит через вентиля-
вентилятор, установленный на канале горячего воздуха, а остальное количество
воздуха, равное 0,75 L—0,5 L=0,25 L, проходит через первую перемычку
между каналами, смешивается с наружным воздухом, смесь воздуха в
количестве 0,5 L поступает в вентилятор V. Требуемое количество воз-
воздуха вентилятором Г подается в форсуночную камеру, а остаток через
вторую перемычку поступает в канал горячего воздуха и опять смешива-
смешивается там с рециркуляционным воздухом.
По окончании холодного периода года отключается калорифер перво-
первого подогрева, открывается клапан для пропуска дополнительного коли-
количества наружного воздуха и постоянство температуры смеси поддержи-
поддерживается регулированием соотношения расходов наружного и рециркуля-
рециркуляционного воздуха. Система при этом работает аналогично системе, рабо-
работающей по схеме 1. В интервале температур наружного воздуха 12—
20°С система работает как прямоточная.
При температуре наружного воздуха ta =20°C и относительном рас-
расходе горячего воздуха Grop <0,5 в систему поступает минимальное коли-
количество наружного воздуха, при этом соотношение LH : Lpeu вновь поддер-
поддерживается постоянным и равным при принятом примере 1 : 3. Часть ре-
рециркуляционного воздуха поступает через перемычку /, смешива-
смешивается в равных долях с наружным воздухом и проходит через вентилятор
V. Другая часть рециркуляционного воздуха проходит через вентиля-
вентилятор 1, а затем в зависимости от соотношения расходов холодного и горя-
горячего воздуха в системе частично поступает в канал горячего воздуха, ча-
частично проходит через перемычку //, смешивается и поступает в канал
холодного воздуха.
При относительном расходе горячего воздуха (?гор >0,5 перетекание
воздуха через перемычку // отсутствует или он направлен в сторону
3* Зак 665 эк
канала горячего воздуха. В этом случае в помещения, потребляющие
только горячий воздух, не поступает наружный воздух, что является недо-
недостатком рассматриваемой схемы.
Относительная влажность воздуха в помещении изменяется в тече-
течение года практически так же, как в системе, работающей по схеме 1.
Схема 4 (рис. 1.10, г). В системе весь приточный воздух проходит че-
через воздухоохладитель и принимает на выходе из него температуру точ-
точки росы холодного воздуха. В канале холодного воздуха последний до-
дополнительно не обрабатывается, а догревается в канале горячего возду-
воздуха до требуемой температуры, сохраняя то же влагосодержание. Сме-
Смешивание холодного и горячего воздуха происходит при d=const. Отно-
Относительная влажность воздуха в помещении изменяется только в
зависимости от внутренних нагрузок.
Таким образом, рассматриваемая схема обеспечивает постоянство от-
относительной влажности в обслуживаемом помещении. Однако в этой си-
системе на охлаждение всего приточного воздуха до параметров, принятых
для канала холодного воздуха и на нагрев последнего в канале горяче-
горячего воздуха, затрачиваются дополнительные количества тепла и холода.
Схема 5 (см. рис. 1.10, а). Эта система отличается от системы, рабо-
работающей по схеме 1, тем, что в канале горячего воздуха устанавливается
дополнительная форсуночная камера 5 (показана пунктиром), которая
работает только при температурах наружного воздуха до 12°С. Установ-
Установка этой камеры позволяет довести воздух в каждом из каналов до тем-
температуры точки росы. Затем производится нагрев горячего воздуха, ко-
который после этого смешивается с холодным при d—const. В этой
системе изменение абсолютной влажности в помещении обусловливает-
обусловливается только поступлениями влаги от внутренних источников.
Л. И. Неймарк произвела сравнение экономичности расходов
тепла и холода для всех описанных выше пяти схем приготовления воз-
воздуха. При расчете расхода тепла и холода учитывалась длительность
стояния наружных температур (климат Москвы), время действия сол-
солнечной радиации и наиболее вероятные режимы изменения внутренних
нагрузок.
При расчете затрат тепла и холода для системы, работающей по схе-
ие 5, принималось, что в помещении поддерживается та же температу-
температура и влажность, что и для системы, работающей по схеме 4. В системе,
работающей по схеме 2, расходуется столько же тепла и холода, сколько
в системе, работающей по схеме 1.
Относительные величины годовых расходов тепла и холода приведе-
приведены в табл. 1.6.
Таблица 1.6
Годовые расходы тепла ? холода на одно помещение
Система
С увлажнением и охлаждением только холодного воздуха
(схемы 1 и 2)
С двумя приточными вентиляторами (схема 3)
С увлажнением и охлаждением всего приточного воздуха в
течение всего года (схема 4)
С (увлажнением и охлаждением холодного и горячего воз-
воздуха зимой и с регулированием влажности в летний пе-
период (схема 5, предложенная ?. ?. Карписом)
Годовые расходы в %
тепла
100
96
107
107
холода
100
103
132
132
Как видно из табл. 1.6, расходы тепла и холода в системе по схе-
схеме 5 равны соответствующим затратам энергии в системе по схеме 4 при
условии поддержания одинаковых параметров в обслуживаемом поме-
помещении. При стоимости холода 1,7 коп. за 1000 ккал и тепла, получаемого
36
от ТЭЦ, 3,3 руб. за 1 млн. ккал, Л. И. Неймарк определила стоимостное
выражение найденных расходов энергии. Эксплуатационные затраты на
тепло и холод в системе по схеме 2 не оценивались из-за отсутствия дан-
данных о стоимости низкопотенциального холода.
Принимая величину эксплуатационных затрат в системе по схеме 1
за 100%, было получено соотношение затрат для различных двухка-
нальных систем (табл. 1.7).
Таблица 1.7
Сравнительные затраты на тепло и холод в двухканальных системах
Система
Сравнительные затра-
затраты в %
С увлажнением и охлаждением только холодного воздуха (схе-
(схема 1)
С двумя приточными вентиляторами (схема 3)
Обеспечивающая регулирование влажности в помещении или под-
поддерживающая ее на заданном уровне (схема 4 или 5)
100
84
119
Как видно из табл. 1.6 и 1.7, наиболее экономичной с точки зрения
затрат на тепло и холод оказалась двухвентиляторная система. При этом
установлено, что обеспечение возможности регулирования влажности в
помещении или поддержание ее на заданном уровне с точностью до
±5% вызывает увеличение эксплуатационных затрат примерно на 20%.
В настоящее время для двухканальных систем среднего и высокого
давлений применяются смесительные клапаны, разработанные НИИ са-
санитарной техники номинальной производительностью 600—2000 м3/ч.
Техническая характеристика смесительных клапанов приведена на
рис. 1.11 и в табл. 1.8.
Таблица 1.8
Техническая характеристика смесительных клапанов
Наименование
Производительность в м?/ч:
номинальная ....
допускаемая! ....
Тип привода
Высота корпуса в мм . .
Вес в кг
Показатели
600
500
700
340
55
1000
800
1000
1400
1100
1400
Пневматический
340
55
340
64
2000
1600
2000
340
62
1 В числителе приведены минимальные производительности клапанов, в знаменателе — макси-
максимальные.
В смесителях номинальной производительностью 600 и 1000 м3/ч
смешанный воздух может поступать по прямому направлению, как пока-
показано на рис. 1.11,а, или через одно из боковых отверстий 4\ при этом
возле открытого бокового отверстия 4 нужно установить перегородку 9.
Регуляторы 7 поддерживают после себя постоянный расход воздуха
при давлении до смесителя от 25 до 260 кГ/м2. Расчетное сопротивление
смесителя проходу воздуха составляет 25 кГ/м2.
Достоинства двухканальных систем среднего и высокого давлений:
возможность индивидуального регулирования температуры в отдельных
помещениях; отсутствие в обслуживаемых помещениях доводчиков и тру-
трубопроводов теплой и холодной воды; возможность увеличения радиуса
действия системы без реконструкции подающих воздуховодов вследствие
того, что наибольшие потери давления в сети приходятся на ответвления
и смесительные клапаны; возможность ввода системы в эксплуатацию по
37
частям и этажам по мере строительства здания. Недостатки этих систем:
сложность устройства и особенно присоединения ответвлений к отдель-
Рис. 1.11. Схемы двухканальных смесительных клапанов
а — производительностью 600 и 1000 м3!ч; б — производительностью 1400 и
2000 м3/ч; 1 — корпус; 2 и 3 — патрубки соответственно горячего и холодно-
холодного воздуха; 4 — выходное отверстие приточного воздуха; 5 — перекидной
смесительный клапан; € — пневматический исполнительный механизм; 7 —
регуляторы расхода непосредственного действия; 8 — шумоглушители; 9 —
сменная перегородка; 10 — облицовка термоизоляционным и звукопогло-
звукопоглощающим материалом
ным смесителям; трудность обеспечения аэродинамической
устойчивости.
и тепловой
9. МЕСТНЫЕ И АВТОНОМНЫЕ СИСТЕМЫ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Системы с кондиционерами, установленными внутри обслуживаемых
помещений, носят название местных. Обычно к ним относятся системы,
оборудованные местными кондиционерами. В отечественной практике
производительность таких СКВ составляет до 20 тыс. м3/ч.
38
Принципиально местные системы могут быть выполнены по любой из
описанных выше схем центральных систем, но в большинстве случаев эти
схемы упрощаются и применяются лишь те из них, в которых заложены
местные кондиционеры, выпускаемые промышленностью.
За рубежом распространены также местные системы с автономными
кондиционерами, которые имеют теплообменники непосредственного ис-
испарения и встроенные холодильные машины.
Автоматическое регулирование местных систем часто сводится кдвух-
позиционному включению или отключению кондиционера или его тепло-
теплообменников. В связи с ограниченным ассортиментом местных автоном-
автономных кондиционеров автономные СКВ в отечественной практике пока не
получили широкого распространения.
Достоинством местных СКВ является сравнительно легкая, приспо-
приспособляемость к изменению планировки и назначения помещений, а недо-
недостатками— повышенный шум, связанный с работой вентиляторов и хо-
холодильных машин внутри обслуживаемых помещений; затруднения, вы-
вызываемые обслуживанием большого числа агрегатов, а также сравнитель-
сравнительно короткий срок службы местных кондиционеров, равный в среднем 7—
10 годам.
Автономные кондиционеры, как правило, имеют компрессионные хо-
холодильные машины, работающие на хладагенте фреоне-12 или фреоне-22.
В летнее время автономные системы охлаждают и осушают воздух, для
чего последний пропускают через поверхностные воздухоохладители, ко-
торЫхМи являются испарители холодильных машин. В переходное и зим-
зимнее время производится подогрев воздуха с помощью электрических по-
подогревателей или путем реверсирования работы холодильной машины по
циклу так называемого «теплового насоса».
Автономные кондиционеры холодопроизводительностью 1600—
4500 ккал/ч и производительностью по воздуху соответственно 450—
1000 м3/ч имеют, как правило, конденсаторы воздушного охлаждения и
предназначаются для установки внутри обслуживаемых помещений, по-
поэтому эти кондиционеры должны быть хорошо архитектурно оформлены
и отделаны.
Автономные кондиционеры предназначаются для установки в окнах
и под подоконниками, для встраивания в наружные стены и подвески под
потолком. При работе в режиме обогрева по циклу теплового насоса их
теплопроизводительность составляет от 1800—3700 ккал/ч. Кондиционе-
Кондиционеры снабжают сравнительно малошумными ^вентиляторами, электродви-
электродвигателями и холодильными компрессорами в герметическом исполнении.
Преимущественная область их применения — номера гостиниц, кабине-
кабинеты в административных зданиях, небольшие палаты в больницах, клини-
клиниках, санаториях и домах отдыха, жилые помещения. Разность темпера-
температур между воздухом помещения и подаваемым охлажденным воздухом
достигает 12—18°.
Автономные кондиционеры холодопроизводительностью 6000 —
75 000 ккал/ч, теплопроизводительностью 5700—32 000 ккал/ч и произво-
производительностью по воздуху соответственно от 1300 до 16 000 м3/ч пока, как
правило, имеют конденсаторы водяного охлаждения, но в перспективе
должны выпускаться с воздушными конденсаторами. Это в целом упро-
упростит систему, так как использование проточной воды из водопровода в
будущем практически исключается, а устройство оборотного 'водоснаб-
'водоснабжения для небольших установок дорого и сложно. Обычно эти кондицио-
кондиционеры выполняют в виде шкафа, в нижней части которого располагаются
компрессор и конденсатор, а в верхней — испаритель, фильтр для возду-
воздуха, вентиляторы и электродвигатели к ним. Значительная производитель-
производительность по холоду и воздуху связана с повышенным шумохм, возникающим
при работе вентиляторов, электродвигателей и компрессоров. Поэтому
39
такие кондиционеры обычно применяют в относительно шумных поме-
помещениях— в магазинах, ресторанах, кафе, закусочных и некоторых про-
производственных лабораториях. Для уменьшения шума их устанавливают
в отдельных смежных помещениях и сообщают с обслуживаемыми поме-
помещениями приточным и рециркуляционным воздуховодами с шумоглуши-
шумоглушителями.
Применение автономных кондиционеров для больших комплексов
мелких помещений или для отдельных помещений больших размеров до-
допускается только при соответствующих технико-экономических обосно-
обоснованиях.
Снабжение конденсаторов водой пока часто производится от водопро-
водопроводной сети с последующим сбросом ее в канализацию, что всегда обхо-
обходится весьма дорого, либо от вентиляторной градирни, если устанавли-
устанавливается много кондиционеров. Градирня, как правило, должна устанавли-
устанавливаться на покрытии здания, но следует принимать меры по глушению
шума и смягчения вибраций, создаваемых вентилятором градирни.
Если установка кондиционеров с конденсаторами водяного охлажде-
охлаждения исключена (например, при малой мощности источника водоснабже-
водоснабжения или отсутствии возможности установки градирни), используют авто-
автономные кондиционеры так называемого раздельно-агрегатного исполне-
исполнения— с выносными конденсаторами воздушного охлаждения. В СССР
налаживается выпуск кондиционеров этого типа производительностью по
холоду 7800—30 000 ккал/ч, по теплу — 6600—23 000 ккал/ч и по воздуху
1600—7000 ж3Я
Достоинства автономных систем: возможность быстрой установки if
ввода в эксплуатацию без производства большого объема строительно-
монтажных работ, что особенно важно при устройстве кондиционирова-
кондиционирования воздуха в существующих зданиях или в отдельных помещениях, уда-
удаленных от центральных систем кондиционирования; возможность осуще-
осуществления индивидуального регулирования температуры воздуха при из-
изменяющихся тепловых нагрузках; автоматическое прекращение работы
холодильной машины при падении тепловой нагрузки.
Недостатками автономных систем в наших условиях являются высо-
высокая первоначальная стоимость, являющаяся следствием недостаточно-
развитого их производства; сравнительно малый срок службы G—
10 лет) и значительные эксплуатационные затраты, вызываемые высоки-
высокими амортизационными расходами, расходом электрической энергии на
привод компрессоров, вентиляторов и особенно на электроподогрев воз-
воздуха; сравнительно высокий уровень создаваемого шума и затруднен-
затрудненность борьбы с ним при расположении кондиционера непосредственно в
кондиционируемом помещении; необходимость устройства подводок во-
водопровода и канализации к конденсаторам водяного охлаждения, что
при расположении кондиционеров у наружных стен создает затруднения
при производстве строительно-монтажных работ, а также эксплуатаци-
эксплуатационные неудобства, связанные со скрытой прокладкой труб и их тепло-
влагоизоляцией; необходимость устройства в здании самостоятельной
сети электроснабжения кондиционеров; затруднительность устройства
многочисленных воздухозаборных каналов с утепленными клапанами и
негерметичность притворов клапанов; усложнение обслуживания и ре-
ремонта кондиционеров, вызванное их рассредоточенным расположением
по зданию; ухудшение внешнего вида здания оконными кондиционерами
или многочисленными воздухоприемными решетками.
Автономные кондиционеры, предназначенные для круглогодичной ра-
работы, как правило, состоят из следующих элементов: фильтра для очистки
наружного и рециркуляционного воздуха от пыли; поверхностного, теп-
теплообменника, предназначенного для подогрева воздуха в зимнее и пе-
переходное время года, поверхностного теплообменника для охлаждения
40
и осушения воздуха в летнее время с поддоном для сбора выпадающей
влаги; вентиляторов с электродвигателем.
Для увлажнения воздуха в зимнее время в некоторых конструкциях
автономных кондиционеров применяется выпаривание воды из откры-
открытых сосудов или распыление ее форсунками.
Вынесение компрессорно-конденсаторного агрегата в отдельное поме-
помещение позволяет существенно снизить уровень шума в обслуживаемом
помещении, применять более мощные холодильные машины и снабжать
фреоном воздухоохладители нескольких местных кондиционеров. Рассто-
Расстояние между кондиционерами и выносными холодильными машинами не
превышает 8—10 м.
Нагрев воздуха может производиться одним из следующих способов:
питанием нагревателей от сети теплоснабжения; применением электро-
электрообогрева; переключением холодильной машины на цикл теплового насо-
насоса; использованием части поверхности воздушного конденсатора в каче-
качестве подогревателя.
Поддержание необходимой влажности воздуха в обслуживаемых по-
помещениях достигается с помощью предварительной настройки терморе-
гулирующих вентилей на поддержание определенных температур испа-
испарения и, следовательно, температур поверхности испарителей-воздухоох-
испарителей-воздухоохладителей, а регулирование температуры— с помощью электрических
двухпозиционных терморегуляторов, воздействующих на соленоидные
клапаны, которые устанавливаются на линиях подачи жидкого хлад-
хладагента.
Системам с местными неавтономными кондиционерами присущи все
достоинства и недостатки ранее рассмотренных автономных систем.
Однако при работе неавтономных местных кондиционеров уровень шума
в помещениях намного ниже, чем при работе автономных кондиционе-
кондиционеров.
10. ЦЕНТРАЛЬНЫЕ ВОДОВОЗДУШНЫЕ СИСТЕМЫ1
Центральными водовоздушными эти системы названы потому, что
в кондиционируемые помещения вводится воздух, приготовленный в
центральном кондиционере, и вода, несущая тепло или холод или одно-
одновременно и тепло и холод.
Водовоздушные СКВ бывают низкого, среднего и высокого давлений.
Принципиальная схема этих систем приведена на рис. 1.12. Центральный
кондиционер обрабатывает только наружный воздух, который при рас-
расчетных условиях теплого периода года поступает к кондиционерам-до-
кондиционерам-доводчикам с температурой на 10—18° ниже температуры, поддерживае-
поддерживаемой в рабочей или обслуживаемой зоне помещения. В центральном кон-
кондиционере воздух фильтруется, в холодный период года подогревается и
увлажняется, а в теплый период года охлаждается и осушается. Регули-
Регулирование центрального кондиционера и защита его калориферов от за-
замерзания производятся так же, как при системе, показанной на рис. 1 2.
Кондиционеры-доводчики управляются терморегуляторами Т1а,
Tie, Tie и т. д. установленными в обслуживаемых помещениях, с по-
помощью клапанов на трубопроводах тепло- или холодоносителя, подводи-
подводимого к теплообменникам кондиционеров.
В водовоздушных СКВ низкого давления для дополнительной обра-
ботки воздуха употребляются главным образом вентиляторные конди-
кондиционеры-доводчики МКв, работающие только на рециркуляционном воз-
воздухе (помещение а) или на смеси наружного и рециркуляционного воз-
воздуха (помещение б). В обоих случаях рециркуляционный воздух пропу-
пропускают через фильтры, установленные перед теплообменниками.
1 По материалам канд. техн. наук Л. И. Неймарк.
41
и кЬ
и
¦?
L
На холодильную
станцию
Кб
г
7
¦*¦+
Холодная Soda
Теплоноситель
Рис. 1.12. Центральная водовоздуншая система кондиционирования воздуха
? — с вентиляторным кондиционером-доводчиком, работающим на рециркуляционном возду-
воздухе; б — то же, работающим на смеси первичного и рециркуляционного воздуха; в — с эжек-
ционным кондиционером-доводчиком, присоединенным по четырехтрубной схеме; г — то же.
присоединенным по трехтрубной схеме; / — теплопровод; // — холодопровод; /// — общий
обратный трубопровод
Теплообменники кондиционеров-доводиков, рассчитанные на охлаж-
охлаждение помещений в теплый период года, в холодный период имеют тепло-
тгроизводительность, значительно превышающую потребность помеще-
помещений в тепле. Поэтому они, как правило, могут отапливать помещения при
выключенных местных и центральных вентиляторах на режиме естест-
естественной конвекции. Тогда теплопроизводительность их уменьшается в 3—
4 раза.
Центральные водовоздушные СКВ среднего и высокого давлений при
меняются главным образом с эжекционными МКЭ и реже с вентилятор-
вентиляторными кондиционерами-доводчиками. Теплообменники доводчиков при-
присоединяются к сетям тепло- и холодоносителя по двухтрубной (помеще-
(помещения а я б), трехтрубной (помещение г) или четырехтрубной (помещение
в) схемам. Трех- и четырехтрубная схемы обеспечивают включение теп-
тепло- или холодоносителя в любой доводчик, а двухтрубная схема может
эксплуатироваться с общим пофасадным или групповым включением
тепло- или холодоносителя (см. далее главу 9). Недостатком трехтруб-
трехтрубной схемы является смешивание тепло- и холодоносителя в общем об-
обратном трубопроводе, хотя, по данным НИИ санитарной техники, в ряде
случаев трехтрубная схема более экономична, чем четырехтрубная.
Водовоздушные СКВ среднего и высокого давлений с эжекционными
доводчиками теплотехнически эффективны, требуют минимальной затра-
затраты полезной площади на размещение оборудования, позволяют одновре-
одновременно охлаждать и отапливать различные помещения при местной ре-
рециркуляции внутреннего воздуха. Эти преимущества определили их при-
применение в современных административных, учебных, лечебных и гпгти-
ничных зданиях.
Возможны следующие три случая снабжения эжекционпых кондшги-
онеров-доводчиков теплой и холодной водой: подача только горячей во-
воды к доводчикам в холодный период года (рис. 1.13, а), попеременная
а)
Оюопление^Водои и_охяат: Охлаждение
дение "перЬТчнып доздухом ] "перЛТяньш
воздухом
/nepS
наружного Soidyxa
Отопление первичный воз· ¦¦¦-...-^~
~дуШГи ахгаждениеводоЩлёрВичньш'
Отопление Водой и ох-
\ Воздухом
ч
ч
1
а /перб ?
Период
работ
колори
???? DJO'
рого по
охлажде
ния года
при Шх
Фруонои
схеме
8
6
?
I
„_ . _—1
OiJXQM U 0000U
/tn
*r~ ~**г—· if
t
? Температура наружного Воздуха
Рис. 1.13. Графики изменения температур первич-
первичного воздуха, горячей и холодной воды, поступа-
поступающих к доводчикам
??—температура горячей воды; ^перБ—температура
первичного воздуха; t — температура смеси первич-
СМ 2
ного и подогретого в теплообменнике вторичного возду-
_ ? - Ui?#i_~ZT xa; *п— температура воздуха в помещении-, ^—рас-
^—расчетная температура наружного воздуха для холодного
периода; ?? —расчетная температура наружного воз-
воздуха для теплого периода; ??— температура холодной
воды, подаваемой к теплообменникам
жного богдука
подача горячей и холодной воды соответственно в холодный и теплый
периоды года (рис. 1.13, б) и подача в течение всего года только холод-
холодной воды (рис. 1.13, в).
1. При снабжении кондиционеров-доводчиков водой по первому гра-
графику применяется только двухтрубная схема (см. рис. 1.13, а). При
этом горячая вода должна иметь постоянную температуру. Теплоотдача
доводчиков изменяется комнатными терморегуляторами, воздействую-
воздействующими на проходные или трехходовые разделительные клапаны. Послед-
Последние направляют воду в теплообменники и в обводные линии у каждого
теплообменника. В теплый период года ассимиляция избыточного тепла
производится первичным воздухом. Выключение горячей воды должно
происходить при наружной температуре около 20qC. Одновременно про-
производится переключение системы на режим, соответствующий теплому
периоду года, что сопровождается скачкообразным повышением темпе-
температур воздуха в помещении и первичного воздуха. В рассматриваемом
случае холодная вода в теплообменники доводчиков не подается, поэто-
поэтому требуются значительные расходы первичного воздуха, а следователь-
следовательно, и значительные размеры центральных кондиционеров и воздухово-
воздуховодов. Эта система недостаточно хорошо регулируется, особенно в пере-
переходное время — весной и осенью. Вследствие изложенного снабжение
доводчиков водой по первому графику не рекомендуется и употребляется
редко.
2. При снабжении кондиционеров-доводчиков водой по второму гра-
графику применяется двух-, трех- и четырехтрубная схемы (см. рис. 1.13,6).
При этом температура горячей воды должна изменяться приблизительно
по закону прямой линии, а температура холодной воды должна быть
постоянна. Температура первичного воздуха для двухтрубной схемы, пе-
переключаемой посезонно на снабжение холодной и горячей водой, изме-
изменяется, как показано ломаной линией абвгд, а для трех- или четырех-
трубной схемы — по ломаной абсгд.
Участок в—г соответствует периоду, который начинается в момент по-
подачи холодной воды в теплообменники кондиционеров-доводчиков, ра-
работающих по двухтрубной схеме. При этом одновременно требуется по-
подача теплоносителя в калорифер второго подогрева центрального конди-
кондиционера. В результате помещения, в которых имеются недостатки тепла,
будут подогреваться первичным воздухом, а помещения с избытками теп-
тепла— охлаждаться холодной водой. Это сопровождается перерасходом
тепла и холода.
При трех- и четырехтрубной схемах снабжения холодом и теплом ка-
калориферы второго подогрева в центральных кондиционерах не нужны и
перерасхода тепла и холода в системе не происходит.
3. При снабжении кондиционеров-доводчиков водой по третьему гра-
графику применяется только двухтрубная схема (рис. 1.13,в). При этом те\г-
пература первичного воздуха должна изменяться по ломаной а—б—в.
Период совместного действия калорифера второго подогрева и источни-
источника холодоснабжения (участок б—в) в этом случае продолжительнее, чем
при работе по второму графику, а соответственно увеличиваются пере-
перерасходы тепла и холода. Однако расходы искусственного холода могут
быть уменьшены, если охлаждение воды производить наружным возду-
воздухом. Температура помещений регулируется вручную или автоматически
путем изменения количества воды, поступающей в кондиционеры-довод-
кондиционеры-доводчики, или воздуха, пропускаемого через их теплообменники.
Для характерных средних и угловых помещений здания, обслуживае-
обслуживаемых водовоздушными системами, рекомендуется строить графики теп-
тепловых нагрузок, подобные показанному на рис. 1.14. От оси абсцисс от-
откладываются только потери и поступления тепла через ограждения зда-
здания (прямая 1). Поступления тепла от людей, освещения, солнечной ра-
44
диации и технологического оборудования откладывают от линии /, кото-
которая характеризует помещения, не имеющие этих внутренних источников
тепловыделений. Максимальные теплоизбытки характеризуются лини-
линией 4.
Точкам пересечения наклонных
Брямых с осью абсцисс соответствуют
температуры наружного воздуха, при
которых потери тепла покрываются его
поступлениями. С повышением темпе-
температуры наружного воздуха появляют-
появляются избытки тепла, и для их ассимиля-
ассимиляции в помещение подается первичный
воздух, при этом некоторое время это-
этого достаточно для поддержания темпе-
температуры в помещениях в заданных пре-
пределах. Этот период называется перио-
периодом свободного охлаждения, а период,
когда требуется совместная тюдача в
кондиционеры-доводчики первичного
воздуха и холодной воды, называется
периодом принудительного охлажде-
охлаждения.
Температура наружного воздуха,
-при которой происходит переключение
со свободного охлаждения на принуди-
принудительное, для характерных помещений определяется по формуле
0,24 GnepB (/? — ^перв) + Я tn — ? QnocT
Q, ккол/v
600
«00
200
-200
-U00
-600
Рис. 1.14. Графики тепловых нагру-
нагрузок помещения при режимах
1 — пустая комната, теневая сторона, ос-
освещение выключено; 2 — в помещении лю-
люди, теневая сторона, освещение выключе-
выключено; 3 — то же, но освещение включено,
4—в помещении люди, солнечная сторона,
освещение выключено, 5 — пустая комна-
комната, солнечная сторона
у
V
у
У
/
s
V
у
у
Л
у
У
У
У*
Л
У,
/
?/*
s
-25 2ЦУ15-10 S ^УЗ +W+iy<?0 +25
У
У
V
у*
У
У
\У
перем
град,
A.28)
где
и /
перв
— температура помещения и первичного воздуха в холодное время года
в град;
— количество первичного воздуха в кг\ч\
T — суммарное поступление тепла в помещение в ккал\ч\
q—удельная тепловая характеристика помещения в ккал\ч-град.
Для здания в целом величина tnepeM принимается по большинству
помещений. Определяющими обычно являются максимальные поступле-
поступления тепла (прямая 4 на рис. 1.14).
Из рис. 1.14 и уравнения A.28) следует, что значение tfnepeM при
всех прочих равных условиях зависит от величины поступлений тепла
ЗДпост· Чем ниже температура первичного воздуха в холодное время
года, тем выше температура, при которой происходит перемена, т. е. про-
продолжительнее период свободного охлаждения. Если первичный воздух
подается в объеме, регламентируемом санитарными нормами, то сниже-
снижение его температуры в холодное время года приводит к снижению экс-
эксплуатационных затрат и увеличению периода свободного охлаждения.
Исходя из этого, при всех схемах тепло- и холодоснабжения, кроме двух-
двухтрубной, питаемой в течение всего года холодной водой, температуру
первичного воздуха в холодное время года стремятся выдержать воз-
возможно более близкой к температуре точки росы, необходимой для под-
поддержания в заданных пределах относительной влажности воздуха в по-
помещениях.
Расчетные нагрузки на теплообменники каждого доводчика вычисля-
вычисляются по формулам:
для теплого периода
<?л. макс = 2 QnoCT. макс ± QT — 0,24 GnepB (tn ~ *пеРв) ккал/ч; A.29)
для холодного периода
<3з. макс = Qt. макс + 0,24 (?Перв (tn — ^перв) ККпЛ/Ч , A.30)
где QT — потери или поступления тепла через наружные ограждения в ккал/ч.
Нагрузка на водонагреватель складывается из максимальных нагру-
нагрузок всех доводчиков в холодный период года, а нагрузки на водоохлади-
тель вычисляются с учетом изменений теплопоступлений через массивные
ограждения.
Начальная температура холодной воды tBmU выбирается такой, чтобы
в теплообменниках местных кондиционеров не выпадал конденсат, для
отвода которого могут потребоваться дренажные трубопроводы. Обычно
начальную температуру воды определяют по формуле
*в. н > ^Р. ? —- 2 град, A-31)
где г'рп — температура точки росы воздуха помещения в град.
Температура первичного воздуха и горячей воды, а также расходы
воды зависят от схемы и графика тепло- и холодоснабжения.
При двухтрубной схеме теплоснабжения кондиционеров-доводчиков,
юлько горячей водой температуру первичного воздуха следует поддер-
поддерживать возможно более низкой, а температуру горячей воды — одинако-
одинаковой (примерно 70°С) в течение всего отопительного периода.
При двухтрубной схеме тепло- и холодоснабжения с попеременной
подачей горячей и холодной воды температуру первичного воздуха для
периода свободного охлаждения принимают возможно более низкой, а
для периода принудительного охлаждения, когда в кондиционеры-довод-
кондиционеры-доводчики подается холодная вода, первичный воздух подогревают и его тем-
температура должна быть определена по расчету для каждого помещения
по уравнению
, , , Я ип ^перем) ^ QnocT ? ,, ооч
*пеРв = tn-{ тг-хгс град. A.32)
U , ?'? UnepB
Для обеспечения устойчивого распределения горячей воды между теп-
теплообменниками, присоединенными по двухтрубной схеме, в холодный пе-
период года следует задаваться определенным соотношением расходов го-
горячей и холодной воды Wr.MaKC: 1^х.Макс > из которого затем следует опре-
определять раСХОД ГОрЯЧеЙ ВОДЫ^г.макс ·
Расчеты на ЭВМ показали, что при отношении этих расходов, равном
0,2, и разности температур теплоносителя 22° расход воды через верхний
теплообменник шестиэтажного здания составил 195% расчетного При
отношении расходов, равном 0,5, отклонения от расчетных расходов не
превышали 10%, но с увеличением числа этажей эти отклонения возра-
возрастают. Поэтому для здания до шести этажей следует принимать отноше-
отношение расходов горячей и холодной воды не менее 0,5, от шести до девяти
этажей — не менее,0,75, а выше девяти этажей — 1.
Начальную температуру горячей воды для помещения определяют по
уравнению
j. п "г" *т макс ? ^з макс , л о ^з. макс \ ? /? ??\
??= . _; rytts Zifcp. Л. 0ХЛ, (?.??)
1 ZWi Чл. макс
где A/Cp л охл—среднелогарифмическая разность температур между воздухом и водой
при максимальной охладительной нагрузке в град;
^т.макс — максимальная температура вторичного воздуха после теплообменника-
доводчика в холодный период года, вычисляемая по формуле
, Я {tn ~ 'р. 3) ~ °-24 °перв (tg -
*т. макс = *п ?
о 24 G '
t з —расчетная зимняя температура наружного воздуха в град;
Gp — весовой расход вторичного воздуха в кг/ч.
Температуры tnepB и tr для зданий в целом следует вычислять по
формуле
?+ ' + ¦ + '« "« град, A.35)
?
?
где ti, t2, ..., tn — расчетные температуры для каждой группы помещений;
? — число помещений в каждой группе.
Как правило, величина tT бывает значительно ниже, чем для обыч-
обычных отопительных систем.
При двухтрубной схеме снабжения кондиционеров-доводчиков толь-
только холодной водой ее начальную температуру находят по уравнению
A.31), а температуру первичного воздуха в холодный период определя-
определяют без учета тепловыделений в помещениях по формуле
акс = ta + п ол П 2Рпд · A.36),
Вследствие этого первичный воздух, поступая в помещения, где име-
имеются тепловыделения, вызывает дополнительные затраты холода. Для
повышения эксплуатационных и экономических показателей систему кон-
кондиционирования воздуха следует делить на зоны, объединяющие поме-
помещения с одинаковой ориентацией относительно стран света.
При трех- и четырехтрубной схемах снабжения кондиционеров-до-
кондиционеров-доводчиков тепло- и холодоносителем температуру первичного воздуха при-
принимают как можно более низкой. Она может быть постоянной в течение
всего года либо скачкообразно повышаться в теплое время. Температуру
наружного воздуха ^ПеРем , при которой необходимо включать в действие
источник холодоснабжения, определяют по формуле A.28).
Начальную температуру горячей воды и максимальную температуру
вторичного воздуха находят по уравнениям A.33) и A.34). Расход го-
горячей воды при трехтрубных схемах вычисляют из соотношения Wr.MaKC :
* №х.макс^> 0,2. Величина этого отношения зависит от конструкции трех-
проходного несмешивающего клапана. Для подбора последнего по фор-
формуле Л. Ф. Куклика определяют коэффициент пропускной способности
Kvx = 0,\W* макс \ 1000АЯкл '
где
|^ A.38)*
А^кл — потери давления в клапане при проходе холодной воды в кГ/м2, при-
принимаемые не менее 30% от потерь в теплообменнике, в ответвлениях
и трубопроводах от магистрали к нему;
^кл.х — коэффициент местного сопротивления полностью открытого клапана.
(см. табл. 10.9);
? — скорость воды, отнесенная к сечению подводящего трубопровода,
в м/сек;
у — удельный вес воды в кг/м3
Затем по табл. 10.9 подбирают клапан соответствующей модифика-
модификации с ближайшим большим значением коэффициента пропускной спо-
способности по холодной воде и находят СКл.х.
Далее вычисляют общую потерю давления при проходе холодной во-
воды через теплообменник и подводки, включая потери в клапане
??? = ?#? + АЯПОДВ + АЯКЛ кГ/м\ A.39).
где АЯТ — потери давления в теплообменнике в кГ/ж2;
А^подв — потери давления в подводящих трубопроводах в кГ/ин2.
По табл. 10.9 для клапана с выбранным значением ??? подбирают
величину КVr и соответствующее ей значение Скл.г и по формулам,
47
аналогичным A.37) и A.38), определяют расход горячей воды так, чтобы
общая потеря давления ??? по горячей воде была равна соответствую-
соответствующей потере давления по холодной воде. Из экономических соображений
следует стремиться к тому, чтобы расход горячей воды был минималь-
минимальным.
Диаметры подающих трубопроводов рассчитывают на пропуск макси-
максимальных расходов горячей и холодной воды, а диаметры обратных тру-
трубопроводов при трехтрубной схеме тепло- и холодоснабжения — на про-
пропуск максимального расхода холодной воды. Исследования на аналого-
аналоговой электрической машине показали, что расчетное давление насоса для
перекачки горячей воды с известным запасом можно принимать равным
сумме потерь при перемещении максимального количества горячей во-
воды по подающей линии и максимального количества холодной воды гтп
обратной линии, а давление насоса холодной воды должно быть равно
суммарным потерям при циркуляции ее максимального расхода по по-
подающей и обратной линиям.
В результате исследований гидравлической устойчивости трехтруб-
трехтрубной схемы на аналоговой машине установлено, что если в ней отсутству-
отсутствует центральный регулятор расхода и имеются двухпозиционные клапаны
перед кондиционерами-доводчиками, а холодную воду потребляет толь-
только 5—10% доводчиков, то из обратных стояков, в которые одновременно
поступает обратная холодная и горячая вода, происходит перетекание
обратной воды в «горячие» приборы. При установке местных пропорци-
пропорциональных клапанов или центральных регуляторов расхода явление пере-
перетекания полностью устраняется.
При четырехтрубной схеме тепло- и холодоснабжения с одним тепло-
теплообменником в каждом доводчике температуры tnepB, ^Перем» ^в.н И ЗНаче-
НИЯ Wr и Wx принимаются, как для трехтрубной схемы. Системы с дву-
двумя теплообменниками в каждом доводчике, по существу представляют
собой две независимые двухтрубные системы, поэтому температуры и
расходы горячей воды принимаются такими же, как для обычных ото-
отопительных систем, а температуры и расходы холодной воды — как для
обычных систем холодоснабжения.
11. КОМБИНИРОВАННЫЕ СИСТЕМЫ
В общественных и промышленных зданиях применяются централь-
центральные СКВ, работающие совместно с системами лучистого охлаждения и
отопления, местного доувлажнения воздуха и другими устройствами. Та-
Такие системы обычно называются комбинированными.
Совместное действие системы лучистого охлаждения и отопле-
отопления с системой кондиционирования воздуха дает возможность уменьшить
воздухообмен в помещениях, а следовательно, уменьшить производитель-
производительность и размеры установок. Системы лучистого охлаждения в комбина-
комбинации с СКВ применяются главным образом в помещениях с незначитель-
незначительными влаговыделениями, когда отсутствует опасность образования кон-
конденсата на охлажденных поверхностях.
Эти системы состоят из центрального кондиционера и приборов ради-
радиационного охлаждения. В качестве последних используются бетонные
потолки с заделанными в них трубами или потолки из листового металла
с присоединенными змеевиками из труб. Радиационные приборы обычно
рассчитываются на восприятие 40—50% явной тепловой нагрузки поме-
помещений, в которых имеются небольшие избытки тепла. Во избежание кон-
конденсации влаги температура поверхности панелей должна быть на 2—
3° выше температуры точки росы воздуха в помещении, а регулирование
температуры воздуха помещения должно производиться местными подо-
подогревателями. Применяется также постепенное пропорциональное регули-
регулирование охладительной способности радиационных панелей (обычно в
48
зависимости от наружных условий), однако панели обладают значитель-
значительной тепловой инерцией и поэтому регулируются плохо. Комбинирован-
Комбинированная многозональная система имеет центральный кондиционер, анало-
аналогичный кондиционеру системы, приведенной на рис. 1.2. Такой кондицио-
кондиционер подает обработанный наружный воздух, как правило, в объеме сани-
санитарной нормы в местные автономные или неавтономные кондиционеры с
собственными вентиляторами, фильтрами, теплообменниками и в необ-
необходимых случаях с увлажнителями воздуха.
Находят также применение системы с местными кондиционерами, ли-
лишенными питания наружным воздухом, и центральным кондиционером,
подающим наружный воздух непосредственно в обслуживаемое помеще-
помещение.
Применение комбинированных систем с форсунками местного доуз-
лажнения в цехах, в которых требуется поддерживать высокую влаж-
влажность воздуха, весьма экономично, так как существенно снижает расхо-
расходы воздуха, подаваемого в помещение, а вследствие этого снижает рас-
расходы и наружного воздуха. Соответственно уменьшаются расходы тепла,
холода и электроэнергии.
12. РАСЧЕТ КАНАЛОВ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА СРЕДНЕГО И ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЙ
Эффективность систем кондиционирования воздуха в значительной
степени зависит от распределения воздуха по каналам. Это имеет особое
значение для систем среднего и высокого давлений с эжекционными кон-
кондиционерами-доводчиками, так как центральные кондиционеры и ка-
каналы должны обеспечить здесь заданные расходы первичного воздуха в
строго определенных количествах, необходимых по санитарным требова-
требованиям, и должны служить в качестве источника энергии, необходимой для
подмешивания внутреннего воздуха.
Расчет потерь давления в каналах среднего и высокого давлений ве-
ведется по общеизвестному уравнению
??? = ?-^- -^- = /?/, A.40)
где / — длина канала в м;
? ¦— плотность воздуха в кГ-сек2/мА;
? — скорость воздуха в м/сек,
<^экв — эквивалентный диаметр воздуховода в м;
R — падение давления на I м длины воздуха в кГ/м2.
Коэффициент трения ? зависит от числа Re и относительной шерохо-
шероховатости A/daKB (где ? — величина абсолютной шероховатости в м).
Л. И. Неймарк составила табл. 1.9 для расчета каналов при скоро-
скоростях воздуха от 1 до 35 м/сек и величине абсолютной шероховатости
? = 0,1 мм.
При составлении таблицы коэффициент ? вычислялся по формуле
П. К. Конакова
X = (l,81gRe-l,5)-2, A.41)
а для переходной области — по формуле Б. Н. Лобаева
?= 1,42 (lgRe ~J. A.42)
При расчете сетей высокого давления следует учитывать, что потери
давления при ответвлении потока, проходящего по воздуховоду постоян-
постоянного сечения, сопровождаются переходом части динамического давления
4 Зак 665 49
о
о
X
>»
X
3
Ч
>>
а.
as
ю
СЧ
о
о о
00 О
00
СЧ
о
СОО
СП -
СО О
СП
со
ю
00
СО
СО
оо
с?
о
00
СП
с?
о
?-
??—·
СП —
—4 О
сч о"
СП
СП
00 —
t-o
о -
смо
ТР
СЧ
00 00
ю о
со -
СО О
ю
со
— со
t-o^
СЧ О
со
сп
00 «Ф
спо
«? о'
сп
ю
со ю
СОО
СО О*
_
о
г- г-
соо
о -
ю о
?-
???
«? о"
ю
Г-СП
t-o
00 *
ю о
СП
ю
00 О
-ер —
00 -
«5р О
сосч
г— ·¦
со О
СО
— со
ю -
ЮО
см
СЧ
СОЮ
Ю —
ю -
t-o
со
о
«#> ?-
??? —
СОО*
со
ю оо
СП —
со -
оо о
, ,
со
СОО
см См
СО О
Ю СЧ
со см
СЧ -
спо
«*
о
— см
со -
t- о
СО
«ф СЧ
г- со
О СЧ
о -
_ о
«ер
«Ф
?2 а
СО »
00 О
со
ю о
«ер
о
t-o
СП "·
СОО
СП
о
спо
смо"
со
«^ ? 1
спо
о *>
— о
ю
со
ЮО
СП *
So
г-
со
спо
ю о
см
со
счсч
-ер О
СО *
— о
см
00
СЧ СЧ
спо
— о"
со
«еР
СО
00 О
со **
00 О
СП
СП «Ф
00О
см о
00
со
о ю
спо
ю ··
— о
-Ф
00 СО
ю о
— о*
см
«ер
СО со
СОО
смо"
сп
г—
Г- ?-
00 о
СП ·-
—· о
сп
со
Г— СП
зя.
«ег *¦
?— О
«ф
о
СО СП
ооо
СОО
г-
сп
to о
00 —
со «
см о
со
см
со2
— о"
00
О СЧ
со <—«
00 «
со о
оо
СО
см о"
оо
со г-
СЧ ·—'
сч о"
еч
С4^
оою
со »
«Ф О
00
СП
ооо
00 —
со о
ю
СП
— СЧ
со ·*
см о
ю
СО
юсп
СЧ —
СП -
«ер О
СЧ
с-
г— со
С— СЧ
ю -
со о
ю
f-*4
юоо
осч
со -
СМО
_
о
t- см
ю о
00
СП
«ер СО
г-см
СП *
СО О
см
«? Ю
СП СО
00 *·
смо
со
СО
СПО0
— сч
о «
СО о
«ф
00
СМ «еР
t— со
со ·>
«ф о
ю
о
СО «ер
СО О
ю
СП
СО со
со СО
ю -
СО О
СО
о
СО «Ф
«ер О
ОО
СО СП
? "^1
со о
·—1
со
Ю
о§
со -
см о
062
оо о
сп -
— о
СЧ
СП
СП О
ю -
*Ф О
209
г- о
СП -
со о
СЧ
СП
СО
спо
00 -
СО О
со
«еР
ЮО
СП -
ю о
СО
о
СП О
СП О
771 !
со о
СП -
г-о
СЧ
00
00 О
-о
182 !
см —
<У> -
спо
00
СЧ
оою
Г— я"
со *
— о
СП
СО
О СО
СП —
*·—4 *ь
—? О
СП
тр
ооо
о сч
со -
—, о
СП СМ
00 СМ
со -
со
со
со см
00 -
Г—00
оо см
ю «
— о
СП
со со
см о
о1
юсо
оо со
t— «
— о
00
СЧ
г- о
СП тр
см «
СЧ О
см
о
00 «=Р
сп -
·—? О
см
СЧ
СО 00
СЧ «еР
ю -
см о
S
СЧ СЧ
оо ю
^—ч ·*
СЧ О
со г-
tO ??
г— -
СЧ О
о см
00 СО
со -
смо
о
" — "
о
*
00
to
см
о
?8°.
— о
см
оо
о
«о
СО -
— о
см
О5
t*4· <d
о -
— о
со
о
t-o
г—
см
(^5
^4 *·
СОО
со
СЧ
СЧ О
у—t ·»
со о
г-
<м
со «
счо
г-
*ю
со
ЮО
сч о"
со
г—
-о
ю ">-
— о
ю
СЧ
t-o
СЧ -
— о
г-
сп
ООО
<о -
•чр о
СО
ю
ю
счо
СП ..
СО О
СО
СО
СЧ О
СЧ »
СО О
00
СО
— о
со -
СЧ О
см
со
00
— о
ю
*^ С)
СЧ -
СО О
СО
СП
СП
со о
см -
ю о
со
СЧ
СП »—4
СЧ >
«ер О
ю
СП —
о -
СО О
ю
ю
«ер »—*
ю -
см о
«#
СО
СО
СП —
t— »
г-о
—<
см
ю
ю «
СОО
О0
о
г-
СО ·—'
СО -
ю о
«еР
S
юсч
00 -
СОО
со
ю
СО
00 СЧ
«—* *ч
СО О
г-
сч
СП
со -
спо
00
««f
«? СМ
оо -
NO
тР
•? СЧ
«ер -
со о
СП
ю
СП
смсч
со «
«Ф О
t
со
со
счсо
00 -
СО О
?-
???
СП СМ
о -
"О
00
со
00
юсм
СП О
«и$4
СМ
*™* сО
ю -
г- о
5-О
СП
СП СО
со -
ЮО
СО
ю
«ф
«ср -
00
см
t- со
«Ф СО
СЧ -
— о
Ю Г-
«Ф СО
о -
г-> О
со
00 «?
?? -
00 О
г-
СП
о
сою
со О*"
?-
???
г-
спю
о -
ю о
00
"ф
со —
о тр
^Р ·*
— о
ю
СЧ
со со
С4* **$*
— о
см
о^
ю ю
?? ·*
СП О
СП
со
COCO
СТ2 -
СОО
СЧ
со
CM t-
Р- -
ЮО
см
г-
сп о
?-? ·*
— о
ю
ю
г— со
о ю
со -
— о
__
со
со со
С-СО
о ~
— о
СП
г-
г-
г— «
г- о
СП
г—
со оо
см -
со О
СП
сп
ю о
— со
— о
ю
[>^
Г— ?-
??? СО
«3** т
™ч О
со
см
О СО
00 Г-
— о
«ф
СЧ
со
г— сп
«ф -
00 О
со
ю
тР
^^ ·*
Г- —
00
оо
оо -
ю
?-
00 СП
СО ?-
??? -
— о
г-
Г— СП
оо оо
см -
— о
ОО
СП
СЧ -
СП-
СО
со
со **
Г- —1
СО 00 СО «ер
Ю О СО «?
— Ю О 00
о о со— ——
*СО-гР-СП«
СПО —О —О
оо сп
СП
ю
— СП
О СО СО 00
СО 00 Ю СО - ^
Г-СО «spin СЧСО ООО ООО Ю СЧ СО тр
смо" соо соо хро «tp— ю·—! ю —-"
СП СП Ю Г—
Г- 00 СП «ер Ю
— Ю — — СЧ
О О <М — О СЧ Г-СО
?·??«— ·??0·
coo t-o —о —о —о
СО Г- СО СЧ Ю 00 «ер
СП «ер СЧ О СО О- СО
Ю — СП СП О «еР О
Ю «ер СЧ СО Of— t—СП «ер СМ СМ «еР СП Г—
CM«C0-O-C0-t--T-<..Tf.
СЧ О СЧ О СОО СОО СО— ¦*¦— TF —
Ю Г- ?—" «ер 00
'— О СО «еР СО
См Г— «еР Ю СО
О О >-« СЧ СЧ О СО
00 -СО « Ю » — » «ер »
СМО 1ПО ООО —О —О
— СЧ Г— СО СМ Г—
СО —? СП СО О СО «5р
"Ф СО СО t~- СО — СМ
00 Ю Г— Г— Ю СП СО— ·—'«ер СНГ— Г—О
со-Сп~сч«ю-оо-о-со-
у— О — О СМ О СМ-ч СЧ— СО— СО<М
СО
со
СЧ
о"
СО СЧ
Ю ОО
Ю С7>
ю
со
ю
О СП СО
— О СП
СЧ О
СО
г—
СП
тр
СП
СЧ
тР
<n -
..15
§5
s
? ? t)
g нч
аш/иг я
914
3061
© -
— ©
чф чф
© со
СП О
чф
чф СП
? о"
чф
00
in©
СП
со
со t^
со ю
СО О
со со
00 СО
смо
со
СП СМ
с-г»
ю -
см о
со
чф
см о
00
СП СО
СП СП
со -
— ©
00
Ю чф
СП ©
со -
1П
см
— оо
© см
— у—1
см
СП
со
1-чф
см -
00 —
00
о
со —
ю
00
Г- СП
00 -
in
13 «
СО СМ
1—?—
со
о
со
758
3538
-о
СП
ю
Г*- СП
СП СО
СП©"
со
— ю
CD -4f
со *
t-o
чф
см
чф 1П
to in
in -
ю о
ю
ю
СМ СО
1П СО
о -
чф О
см
чф
со со
см ·>
со о
см
t- СО
см ©
00
см
см со
оо сп
см ©
оо
© со
SS
чф
со
см о
© см
ю -
со
00 Г«-
о
со
см
in
— СО
СП -
00 —
00
см
СО
СП СП
со «
со —
t-
оо
ю см
©
СО СМ
' v—у—
^f
со
о
см
чф
593
4034
см -
— ©
390
4518
So
00
8208
0,51
00
in
CM CM
CO CO
СП "*
ю ©
00
СП
емю
чф t-.
со -
чф ©
СО
Ю t-
Tf 00
Чф .
со©
t
СП
см о
00 СП
СО О
см —
см
©см
СО СМ
СП -
со
чф
© со
см
ю со
ю со
t-ч «—?
ю
00
00
чф СО
ю -
СП —
см
см
чф
ь- см
t- ем
ю
чф
СП
см ю
СО -
ю см
©
00
— о
см -
чф СО
ю
«—1
оо
со
ю
432
4558
со -
— ©
082
5103
— о*
со
СО
Ю 00
ю ю
00 О
СП
СП©
со *¦
<о о
00
СП
СО 00
CD -
чф ©
Ю 00
t- СП
со -
со©
со
со
t- о
со —
f-
чф СО
СП СМ
см —
со
— 00
СП СО
со
оо
СО"Ф
— ю
t- -
— СП
со оо
см -
CD
00 СМ
© «
1П
см
со -
со
СП
со
ю см"
00
ю
со
272
5110
— О
775
5732
-©
ю
со
см ю
© со
СП О
СП
чф
СО СП
ю t-
со о
со
ю
О со
СМ СП
о^ *·
чф О
СП
ю©
О ·—'
СП -
со —
СП
СМ О
со -
СО —
чф
СП
О 00
ю со
8
емю
емю
см «
см —
см
чф СО
см г-
00 -
чф
00 СМ
о —
— см
см
-я
— см
СП
со
СМ 00
00 СМ
со
СО
00
со см
со со"
ад
©
ю
111
5689
ю -
— ©
468
6386
см -
— о
СО
© со
ю t~-
00 -
СП©
со
in
чф 00
Ю 00
r~- ©
CM
со
ON
— О
CM -
ю-
чф СМ
со см
ЧФ-
00
см
t^ со
ю -
со —
СП
СО чф
о ю
см-
см со
ю t~-
со «
см —
— со
СО СП
СП -
со
ю
Ю f»
со00-
— ем
ю
юсо
— см
со
00 СО
^t1
CD
со
чф СО
со со
CD
ю
ю со
Ю чф
¦^4
СП
00
со
00
951
6295
in -
— о
160
7071
со -
— о
?k
So"
со
CD
— 00
in сп
to "·
t-©
Ю
CM
СП СП
СП —
«4j* «к
in —
00
СП
чф СО
со со
со -
чф-
ю
СП
СП СО
СО чф
co-
coco
ю
CM-
CM-
со
со —
00 СП
см —
со
СО чф
см см
со
со
см со
со со
— см
CD
"?
сп in
О СП
см *
— см
см
со
©>ю.
СП СО
чф
f-
СС
СП
СП
о
чф 00
J\—г-
tn
со
см
см
СП
СО -
— о
т
2 о
^сп
№??
2©
СП 00
4J4 ?^?
о** ·*
t^- —
СП —
00 СО
ю-
00
чф О
спю
ю -
со to
со —
со сп
— 00
со —
см
см см
00
coco
чф СО
см см
со
ю -
— см
см
f- СМ
см -
— со
со
Ю 00
ю -
СП СО
ю
ОС
СП чф
ю
о
см со
со «
S
см
о
Ig
— о
ю оо
тф -
"—< ©
"""in
"*cn
?— ©
CD СП
ЧФ —Н
СО -
00 —
00
00 СО
о -
co-
coin
со ю
см со
00 -
г*
> 00
СО СП
со t~-
^^
in
SS
со см
00
см см"
еосп
ю ю
см -
см см
чф
coco
— со
чф
сою
со -
— со
СП
со см
© см
© -
CS
СО СП
00 -
Г-чф
см
см
' '—г-
©
см
—
со -
— ©
is
ю -
—? ©
?Йем
8%
см -
чфСП
чфСМ
t- -
00 —
СП
00 СО
СОЮ
со -
со —
со ©
юсо
ю —
со
СО СП
со -
сО
со см
СП
юсм
ь- ю
см см"
ю
о со
СО 00
со -
см см
со t~-
— со
см
СП CD
СП СП
со *
— ео
ОС
юсо
О '
— чф
С?
00 Ю
со
00 СО
COCO*
J "—<-
00
§1
CM
СП -
— ©
ю -
^сп
см »
— см
СП —
ю
CD -
CD-
CM
со©
СО СП
см -
ю —
со
СМ «Ф
ю -
4О
ю t-
сосм
"
со ю
со см
СП
l·- СП
со©
см со
© со
— со
ю
со см
чф -
00
СП чф
8°.
— ю
ее
— 00
со
00 Ю
СП
еосп
coco
-'>—?—
*—<
%
см
со
со
см
00 f-
чф 00
— СП
о -
см©
§§
со -
со
""" см
со -
СП
СП СО
со ю
ю -
СП —
t4·· Ю
^sf* 00
Cs ·"
co-
cote
CM CO
ю -
юсм
со
— см
coco
чфСМ
чфСО
со см
оо
3136
2,97
хпю
ь- со
ю -
см со
ю
t^cn
чф©
00 -
— чф
00
t- СП
емю
ю *
00
со со
*Ф чф
— ю
чф
со
СП СО
СП ·
00 СО
00
СП
''—/-
СП
со
1П
СО
чф
§8-
© -
см —
«2
г- «
°со
^со
со -
со 8
coco
СП -
СП-
СО
со©
со о
см -
см
смо
-*Ф СО
юсм
„ .
со
СП О
СП -
ю
со см
t^CO
to см
см -
coco
со
см см
00 CD
<NCO
чфСМ
-? Чф
см
©со
спел
ю -
см
«ф ©
спел
— ю
см
COCO
CO -
СП СО
СП
см ©
© «
С^ 00
1П
СО
ю
4* Зак. 665
II
..3
ЮСО
Й8
чхоойоиэ
2
ю
СО
см
_^
~^
о
ел
00
г—
о
ю
—
со
CN
см сп
ig
оо -
-.-
сч ^
О -
Ю СО
СМ —
Ю -
NCM
СМ N
СП **-
ю см
о
Ю N
ю см"
со см
ю —
о -
ОО С"-
со ·*
СО СО
со
СП СП
00 00
г- -
СМ СО
см
— оо
ON
см ¦*
см
Ю СО
СО -
— ю
ю
1П
м« -
со
СО
со
со *·
сп
СО
О N
со «
N 00
СО
о
ю
СО
СО4*
50 см
см -
см —
0е0
00 -
N°°
*"*" ю
_
N ??
о -
СО
ю см
— со
00 -
г- см
00
см со
О СО
СО СМ
ю
СО О
Ю СП
со -
ю см
СП Ю
о со
см -
х* СО
СП
00 СМ
СМ N
СО СО
?>
? ?>
СП —
00 -
см ¦*
ю
оо см
о -
СМЮ
С4- СО
— ю
?
о со
СП -
см со
о
о
— СП
о ?"
ю
ю
оо со
ю ~
N СП
СО
ГМ
СО ·*
см-
СП -
см от
« N
ю -
оою
"" о
— см
00
х** СП
О xf
Г-* ~
00 СМ
—? Ю
со оо
СО СМ
X*
?*1 см
ю —
ю -
ю со
ю
юо
COCO
со -
х*1 СО
о
СП —
ю о
СО Л
СО xf
xf СП
О xf
о -
со ¦*
со
Ю ОО
tO ??*
55«
— со
О0 —
—? СО
1
со
00 СО
со -
СО N
1^
СП
00 xf
ооо
СО
о
СО -
00 О
^п
оо
со
00
?*1
00
см
со
cof»
см —
§S8
о -
СМ —?
з„
00 QQ
t2 —г
^ю
ю ^
— см
о
СП СО
со -
00 СМ
см
— СО
со О
СО -
со со
о
СМ СО
ю со
юсо
смоо
ю -
?* СО
ю
о г-
спем
СО ?*"
оо
т—4 0Q
?—4 м
СО "?
см
СМ ОО
со оо
см -
СМЮ
со
?* Ю
оо -
— со
со
см
ю оо
оо -
СО N
см
СО О
00 ·*
о сп
|
г-
21 о"
00 —
со
СО
^г
ю
СП
см
«о
oog
ю
ю -
см —
g|
о -
см —
СО Ю
?? ?>
CD -
„о
СП ^
т—( -»
— см
сп
со см
оо оо
СО -
00 СМ
ю
о ю
СП СМ
00 -
СО СО
00
ю ю
СП -
ю со
СП
СО со
t- о
ю -
00
О тР
СМЮ
СП -
СО ??"
00
оосм
у—Ч ·—4
см -
со ю
СП СО
о см
см со"
00 О
о о
СП -
СО
СО
со со
со -
f 00
СП
ю
СО СО
— <л
СП
СО
^*
см -
оо —
со
см
ю
ю
о
со
ю _
СО -
см —
51
см —
со ^
СП «
со -
«1
см -
— см
со см
t^4· ^?
СП -
00 СО
ю
О N
N СО
00
сп оо
coco
СМ СО
со со
оо -
СО
— ю
Ю 00
о -
со
СО ?*1
СМ ??
СО -
со ю
о
со ю
00 со
со -
CM CD
СО
СМ N
1>» ^"·
СП -
ю
— 00
00 -
х*1 00
СО
— см
со ·»
— о
ю
ю
о""-
NCM
00 —
ю
о
о
СП
ю
_
со
ю
СО 2
СО -
см —
2з
см "
см —
о „
*" см
— см"
«со
*** со
см -
— см
см о
СО СМ
см -
СП СО
?*
ооо
ю со
со -
с-- со
00 —
со -
СО ?*1
00 СМ
оо со
сп -
о
см ю
00 —
?? Ю*
?*
со о
со оо
со ю
СО
СО 00
СО О
СМ I4-"
см
со см
СО СП
о -
СМ N
со
СП xf
см -
Ю СП
со
со
оо сп
—«о
см
ю
СП
СП -
СП СМ
00 —
00
см"
СО
см
со
^" О0
см —*
O?g
см -
см см
ю 2
°со
22 см"
со
"~* 00
со -
— см
со
смо
Ю Tf
ю -
СП СО
СП
СП —
N СП
ю -
NCO
со
?&
ю >
со ?*1
?? СМ
?*1 СП
?—? ·>
ю ?#
со
СМ N
—" х*1
со ·¦
??< Ю
00
о со
*^* <—?
ю -
со СО
СО
О СП
ю -
СМ N
ю
СП СМ
СП ^f
о -
смоо
со
N
со ?>
Ю СП
оо
СО
сою
со —
см —·
о
см со
СП —
ю
СО
оо
со"
со
со
со
?*1
00 -
см —
§5
СО -
см см
юо
СО ^
22 см"
°° 00
Ю СП
со -
— см
— СП
?*1 Ю
оо -
со со
СП СО
о —
оо -
Г- х*
х*1 СО
?** Ю
СО х*
О СП
со —
со -
юю
00
СО N
xf N
?* со"
со
00 —
xf Ю
со -
со со
N Ю
— сп
SmV
со сп
СО оо
см оо"
о
сп
xf Ю
см -
со о
СП
СО СМ
см см"
СП
??1
ю -
Ю ?*
СП —
оо
СП
о"
со
со
cog
СП -
см см
ю^
*"* СО
СП -
— см
2см
en J?2
со -
— со
ОСО
СО ^^
— оо
о -
— со
СП N
со со
о -
ОО xf
оо
СО СО
СП -
СО xf
со о
ю ю
ю ю
см
¦* СМ
N —
ю ·*
х* СО
Ю CD
Ю 00
?--. ·-
СО СО
xf 00
сп со
СО -
<м on
СП
СО N
см со
см -
СМ СП
СП
СО
см —
СО —
см
ю
О СП
со см*
ю
см
со -
оо ю
СП —
^=f
ч(^4
со
ю
ю
со
в статическое. Вследствие этого статическое давление за ответвлением
больше давления перед ним на величину, равную:
? Рст = Рст2 - Рст1 = Х- (о}-
?
A.43)
где ??:? — разность статических давлений в кГ/м2;
?\ и ?2 — скорости воздуха в прямом проходе в м1сек;
? — коэффициент полезного действия диффузора в долях единицы.
Следовательно, коэффициент местного сопротивления тройника на
проход равен:
Р__Р A.44)
ст2
0,5p(o}-t|)
0,5 ? (of
где ???— разность полных давлений в кГ/м2.
Характер изменения коэффициента местного сопротивления ответв-
ответвления Спр при отношении скоростей V2JV\ представлен на рис. 1.15. Кри-
Кривая А соответствует потерям на удар по Борда-Карно. Тогда
г>2
1 —
-пр —
A.45)
Кривая В соответствует истечению из кольцевого отверстия, когда
коэффициент Спр описывается уравнением параболы седьмой степени, а
кривая С отвечает опытным данным, полечен-
полеченным при испытании тройника, у которого прямой
проход имел диаметр 200 мм, а ответвление —
диаметр 75 мм. В заштрихованной области ле-
лежат данные других экспериментальных исследо-
исследований. Для практических расчетов СКВ средне-
среднего и высокого давлений коэффициент сопротив-
сопротивления такого тройника на проход обычно прини-
принимают равным 0,1.
Потеря давления при расширении поперечно-
поперечного сечения канала зависит от угла раскрытия
канала и соотношения площадей выхода и входа,
причем значение к.п.д. оптимального диффузора
колеблется между 0,85 и 0,9, а коэффициент со-
сопротивления соответственно изменяется в пре-
пределах от 0,15 до 0,1. Коэффициент полезного дей-
действия диффузора зависит от числа Re. части потока воздуха
Значения коэффициентов местного сопротивления диффузора и из-
изменения поперечных сечений можно найти по графикам, приведенным на
рис. 1.16.
Рис. 1.15. Потери на
проход, возникающие
вследствие ответвления
а)
?
0,8
0,6
0,2
\
\/
2
L_
-————
0,3
0,2
0,1
1
А
ч
-—
0,2 0А 0,6 0,8
0.2
0.6
08 FJF,
Рис 1 16. Значения коэффициента местного сопротивления диффузора
а — при расширении поперечного сечения потока 1 и 2 — соответственно при внезапном и
плавном расширении поперечного сечения потока, б — при внезапном сужении потока / —
при наличии у входа в меньший канал острых краев; 2 — то же, тупых краев, 3 — то же,
слегка закругленных краев
A
?
\
\
?
?\
?
?
\
?
4
\
\
?
—»
\
1 ?
^^
?
=
^-
о}
12
10
08
0,6
04
02
0 0,4 08 12 1~6 20 2,4 2,8 32 3 5 R/d
6)
X
74
20
в)
?
8
06
0,4
02
-
00-
^90"
\
\
\
30'
s
ч
N
ч
«г
\
ч
N
s
¦—и
—"
---
——
04 0,8 12 16 20 24 28 3,2 3,6 ?/?
h/b-0,2
оз\
04?
4
0,5
15
25
35 R/Ъ
Рис 1 17 Потери давления в фасонных частях
а — в отводах круглого сечения б — в коленах прямо
угольного сечения в — в отводах прямоугольного сече
ния г — рекомендуемое положение направляющих лопа
ток в коленах прямоугольного сечения число лопаток
Р\ h h
2= 1, а= ¦—, шаг лопаток t=\ 41 ?; r =
Ь 2+1
= 1,28?, 1=0 75 а толщина лопаток d<
Потери давления на местные сопротивления в отводах круглого я
прямоугольного сечений, коленах прямоугольного сечения и рекоменду-
рекомендуемое положение направляющих лопаток в прямоугольных коленах пока-
показаны на рис. 1.17.
Потери давления на местные сопротивления в ответвлениях различ-
различных тройников зависят от соотношения скоростей потоков, что видно из
рис. 1.18.
1 IIII „ '.:
— ? —!Ь /
Qfl5 0,1 0,2 0.4 0.6 081 2 4 6??/?,
0,05 0,1 0,2 0,4 0,6 0,81
4 6ua/uf
Со Лля схемы II
28
\0 ипр1Щ
0,8 1.6 2,0щ1щ
Рис. 1 18 Значения коэффициентов местного сопротивления тройников
а —для ответвлений цичиндрических тройников, б — для ответвлений различных тройников в —
на проход (по данным Л II Неймарк), г —для ответвлений (по данным Л И. Неймарк)
Там же приведены коэффициенты местного сопротивления прямых
тройников. Последние рекомендуется применять шире, так как они зани-
занимают меньше места, удобнее в монтаже и создают меньше шума при про-
проходе воздуха.
Из конструктивных и архитектурных соображений целесообразно
максимально уменьшать сечения приточных воздуховодов. Однако на
практике приходится принимать во внимание, что центробежные венти-
вентиляторы, как правило, развивают давление до 250 кГ/м2. Сопротивление
эжекционных доводчиков составляет 15—30 кГ/м2, потери давления в
центральном кондиционере составляют в среднем около 80 кГ/м2. Таким
образом, собственно в каналах системы может быть потеряно до
140 кГ/м2.
Глава 2
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ВОЗДУХА
В КОНДИЦИОНИРУЕМЫХ ПОМЕЩЕНИЯХ
Самочувствие человека определяется условиями тепло- и влагообме-
на, которые зависят: от конституции человека, состояния его здоровья,
нервного напряжения, характера выполняемой работы, типа и материа-
материала одежды, температуры, влажности и скорости движения окружающе-
окружающего воздуха; расстояния от тела человека до поверхностей, излучающих
или поглощающих тепло, их размеров и температуры. Регламентируе-
Регламентируемые нормами оптимальные и допускаемые параметры воздуха в зданиях
различного назначения приведены в табл. 2.1 и 2.2, а также на рис. 2.1.
Степень соответствия метеорологических условий санитарно-гигиени-
санитарно-гигиеническим требованиям в зарубежной литературе предлагается оценивать
по величине так называемой эквивалентно-эффективной температуры,
которая должна характеризовать суммарное действие на человеческий
организм температуры, влажности и скорости движения окружающего
воздуха, или по величине эффективной температуры, которая должна ха-
характеризовать совместное действие температуры и влажности окру-
окружающего воздуха при постоянной скорости его движения
Заимствованные из иностранных источников номограммы для опре-
определения эквивалентно-эффективных температур приводятся и в отече-
отечественной учебной и справочной литературе1. Эти номограммы построе-
построены на основании данных статистической обработки результатов наблю-
наблюдений над сравнительно молодыми здоровыми людьми, находившимися
в состоянии покоя (сидячем положении) в специальной камере, в кото-
которой не было создано устройств для исследования радиационного тепло-
теплообмена между людьми и ограждениями помещения Темгература
ограждений была равна температуре воздуха в помещении Материа-
Материалы этих наблюдений, естественно, не могут быть перенесены в отечео-
венную практику без поправок на климатические и этнографические
особенности различных районов СССР, на интенсивность и тяжесть
труда, характер одежды людей и радиационную обстановку. Поэтому
пользоваться указанными номограммами при проектировании можно
только после консультации со специалистами-гигиенистами.
1 См, например, «Справочник проектировщика промышленных, жилых и общест
венных зданий и сооружений. Вентиляция и кондиционирование воздуха». Под общей
ред И Г. Староверова. Стройиздат, 1969.
56
? и
га
?
ч1
о
со
3
о.
(-<
Я
га
а.
га
С
выше)
в
и
о
га
X
^
о
я
о
g
Р.
га
га
(температ
га
О
g
о
с
<и
с
[ЛЫЙ
с
и
о
к
р.
га
S
Я
о.
>»
f-i
га
о.
г
о
ч
о о
3g
чк
О се
S g
ый ?
B03J
я
ч
о
о
о.
о»
с
я
я
ч
о
X
ем]
S
?
>.
1
CD
3
ж
i
с
Q
3
CD
?
^">
С
ч
—
0)
3
я
я
я
с
о
к
О с
я с
?
°С вне ра(
чих мес
ж
-vo
в"
# 1
*
6
м/се
(не б
лее)
©·
О
is
и к
о О
·+*. ??
t
?? ?
^—'
о
о
ач
3 " ri-
rill _
Пом
ния и
s
су со
ю
О
?"
ю о
ю со
00 t"·»
CN CN
ю
CN
??
CD
CN
I
Ю
о"
#
CN
CN
CN
I
CN
o"
CN
00
к
w
t.
в
1 о
5 ? ?
с
?
а,
О
Д
с.
s
a
выше pa
етной те
ператур
В"
?-
??"
o"
ю о
CD t«-
со ю
CN СЧ
со
о"
о
о
СО
со
CN
?
CN
Lf
СО
CN
Ю
ю
о"
о
оо
CN
CN
со
о"
о
о
СО
оо
СО
CD (-*
? ?
cU S
CJ н
m
ри napau
pax A
e
*
*
*
?
ю
о"
*
I
??
о
to о
Г- 00
?
24, 23и
о
CN
CN
О
I
1
Ю
О
ю
I
I
СО
?
I
СО
о"
СО
¦41
W
сз
S
1
Ю
о
О)
с
Не бо.
со
о
о
о
СО
ю
CN
CN
i
?
Я
НИЯ1
сз
03
о
\о
О)
?¦
с-1
О
С
со
о*
о
*
о
СО
CN
2
|
s
0)
3
ь
1
со
1 чем на
н
о
0)
общ
о
га
о.
1 выше
2
ЕС
вен!
н
ч
четной
с
S
ней те;
С сз
СХ.
ратуры
парамет
— f"
41
? я у
О. ш л
С r[ m
Ч ? "
Я о ?
Ш5 чз
t-
S
u
я
CQ
Я
СЯ
?
3
\о
в
о
о
о
а:
и
га
с
к га
Ч с
*
ДЛЯ !
О
я
Таблица 22
Допускаемые метеорологические параметры на постоянных рабочих местах в теплый
период года в производственных помещениях для местностей с расчетной температурой
наружного воздуха теплого периода года для параметров А более 25°С
Характеристика помещения
Температура
Относительная влажность
в%
Производственные помещения,
характеризуемые незначитель-
незначительными избытками явного тепла
B0 ккал/м3 ч и менее)
То же, но по условиям тех-
технологии производства требует-
требуется искусственное регулирование
температуры или температуры и
относительной влажности воз-
воздуха
Производственные помещения,
характеризуемые значительны-
значительными избытками явного тепла (бо-
(более 20 ккал/м3 ч)
То же, но по условиям тех-
технологии производства требует-
требуется искусственное регулирование
температуры и относительной
влажности
Не более чем на 3° выше
расчетной температуры|теп-
лого периода для парамет-
параметров А, но не более 31СС
Не более чем на 3° выше
расчетной температуры теп-
теплого периода года для пара-
параметров А, но не более^ЗОХ
Не более чем на 5° выше
расчетной температуры теп-
теплого периода для парамет-
параметров А, но не более 33"С
Не более чем на 5° выше
расчетной температуры теп-
теплого периода года для пара-
параметров А, но не более 30°С
При температуре
духа"
31 С
30сС
воз-
не более 55
» » 60
29°С . . » » 65
28°С . . » » 70
27°С . » » ^ 75
26 С и ниже "не
более 80
При температуре воз-
Духа:
30°С . . не более 55
29 С . . » » 60
28°С . » » 65
27 С . . » » 70
26°С . » » 75
25°С и ниже . . не
более 80
При температуре воз-
воздуха·
33 С
32 С
31°С
30°С
29 С » » 75
28°С и ниже , не
более 80
При температуре воз
духа
не более 55
» » 60
» » 65
» » 70
30 С
29°С
28°С
27 С
26°С
не более 55
» » 60
» » 65
» » 70
» » 75
25СС и ниже . . не
более 80
Для людей, кратковременно находящихся в помещении в теплый
период года, оптимальные температурные условия зависят от наруж-
наружной температуры, так как большая разность температур между наруж-
наружным воздухом и воздухом внутри помещения вызывает неприятные
ощущения' и простудные заболевания. При температурах наружного
воздуха выше 30°С температуру воздуха в помещениях, связанных с
кратковременным пребыванием людей (фойе кинотеатров, магазины),
следует определять по следующим формулам:
hч = tn + 0,3 (/н — 30) град; B.1)
tl4 = \,0At34 град, B 2)
где tu — оптимальная температура в помещеьии при длительном пребывании ? нем
людей (по табл 2,1) в град,
tH—температура наружного воздуха в град,
Ы и tu— температура воздуха для помещений с пребыванием в них людей соответст-
соответственно в течение 3 и 1 ч
Влажность воздуха в помещениях с кратковременным пребыванием
людей согласно табл. 2.1 следует поддерживать в пределах между
40 и 60%.
Рис 2 1. Оптимальные и допускаемые параметры воздуха на рабочих местах в рабочей
зоне производственных помещений и в обслуживаемой зоне помещений жилых и обше
щестаенных зданий
а —в теплый период; б —в холодный и переходный периоды, Л —легкая работа; С —работа
средней тяжести; ? — тяжелая работа (индексы «м» и «б» относятся соответственно к помещени-
помещениям с малыми и большими удельными избытками тепла), Ж — оптимальные параметры воздуха в
жилых и общественных зданиях
Примечание. Допускаемые условия для теплого периода года на рабочих местах в рабочей
зоне производственных помещений относятся к местностям с расчетной температурой наружного
воздуха не более 25°С при параметоах А
Для соблюдения оптимальных условий в обслуживаемой зоне поме-
помещений температуру воздуха следует понижать от пола к потолку, од-
однако допустимо и повышение температуры на 1—1,5°, но не более 2,5°
в пределах высоты человеческого роста.
Температура пола в помещениях, где люди находятся в движении,
•не должна превышать 25°С, а при их пребывании в состоянии покоя —
не более 28°С.
Системы кондиционирования воздуха (СКВ) следует рассчитывать
на обеспечение нормируемых метеорологических параметров и чистоты
воздуха внутри помещений, как правило, в пределах расчетных пара-
параметров наружного воздуха Б, однако при обоснованных технологиче-
технологических требованиях допускается рассчитывать СКВ на параметры на-
наружного воздуха В го табл. 4 СНиП Н-Г.7-62 для теплого и холодного
периодов года. Системы кондиционирования воздуха, предназначенные
для борьбы с лучистым теплом по способу воздушного душирования и
обрабатывающие только наружный воздух, следует рассчитывать на
параметры наружного воздуха Б для теплого и холодного периодов
года.
Системы, оборудованные кондиционерами, имеющие камеры ороше-
орошения и работающие по изоэнтальпическим (адиабатическим) процессам,
согласно СНиП П-Г.7-62, могут относиться как к системам вентиляции,
так и к системам кондиционирования воздуха. Они считаются СКВ
в том случае, если предназначены поддерживать круглогодично, а так-
также в течение теплого или холодного периодов года заданные постоян-
постоянную температуру и относительную влажность воздуха или только один
из этих параметров в течение теплого периода года. К системам венти-
вентиляции с испарительным охлаждением воздуха относятся системы с
кондиционерами, предназначенные для общего охлаждения помещений
в теплый период года (постоянная температура не поддерживается)
или системы для увлажнения воздуха в холодный период года. Систе-
Системы вентиляции с испарительным охлаждением, как правило, следует
рассчитывать на работу в пределах расчетных параметров наружного
воздуха А, за исключением следующих случаев, когда их следует рассчи-
рассчитывать на параметры наружного воздуха А для теплого периода
года и на параметры Б для холодного периода года: а) для общеоб-
общеобменной вентиляции, предназначенной для борьбы с газовыми вреднос-
вредностями, характеризуемыми предельно допустимыми концентрациями
100 мг/м3 и менее; б) для компенсации воздуха, удаляемого местными
отсосами и технологическим оборудованием (например, на горение,
пневмотранспорт и сушилки); в) для воздушного душирования, если
оно употребляется для борьбы с газовыми вредностями или лучистым
теплом с интенсивностью менее 300 ккал/м2-ч.
Технологическое кондиционирование устраивается с целью обеспе-
обеспечения постоянства влагосодержания материалов, скорости протекания
химических и биохимических реакций, скорости процесса кристалли-
кристаллизации, постоянства температуры для точного машиностроения и шли-
шлифования, постоянства влагосодержания для защиты танкополировал-
ных поверхностей от конденсации влаги и влажности, исключающей
образование статического электричества, а также для поддержания
температуры и влажности, необходимых для испытания материалов в
стандартных условиях. Технологическое кондиционирование требуется
также для помещений, в которых обрабатываются и изготовляются
гигроскопические продукты, так как температура и относительная
влажность воздуха оказывают большое влияние на ход процессов, вес,
внешний вид и качество продуктов.
Влага, содержащаяся в продуктах, разделяется на свободную и гиг-
гигроскопически связанную. Сумма обоих видов влаги характеризуется
влагосодержанием.
60
В табл. 2.3 приведены данные о равновесной влажности или гигро-
гигроскопическом влагосодержании некоторых материалов, выраженных в
процентах к весу сухого материала при температуре воздуха 24°С ?
зависимости от относительной влажности окружающего воздуха. Влия-
Влияние температуры воздуха по сравнению с влиянием относительной
влажности невелико, хотя колебания температуры влекут за собой не-
некоторые изменения поглощающей способности материалов даже в том
случае, если относительная влажность воздуха остается неизменной.
При поглощении гигроскопическим материалом влаги из воздуха скры-
скрытое тепло конденсации переходит в явное тепло, вызывающее повыше-
повышение температуры воздуха, что следует учитывать в расчете.
Таблица 23
Равновесные
Материал
Бумага писчая
Джут
Желатин
Клей
Кожа ... ....
Лен (волокно)
Пенька
Резина
Силикагель . . . .
Струны для ракеток . .
Уголь активированный
Шерсть ..."....
Шелк . .
Шелк искусственный (по-
(полотно)
влажности некоторых материалов
Относительная влажность
10
3
3,1
0,7
3,4
5
1,9
2,7
0,11
5,7
4,6
7,1
5,7
3,2
0,8
20
4,2
5,2
1,6
4,8
8,5
2,9
4,7
0,21
9,8
7,2
14,2
7
5,5
1,1
30
6,9
2,8
5,8
11,2
3,6
6
0,31
12,7
8,6
22,8
8,9
6,9
1,4
40
6,2
8,5
3,8
6,6
13,6
4,3
7,2
0,44
15,2
10,2
26,2
10,8
8
1,9
воздуха
50
7,2
10,2
4,9
7,6
16
5,1
8,5
0,54
17,2
12
28,3
12,8
8,9
2,4
в % при температуре 24°С
60
8,2
12,2
6,1
9
18,3
6,1
9,9
0,66
18,8
14,3
29,2
14,9
10 2
3
70
9,9
14,4
7,6
10,7
20,6
7
11,6
0,76
20,2
17,3
30
17,2
11,9
3,6
80
11,9
17,1
9,3
11,8
24
8,4
13,6
0,88
21,5
19,8
31,1
19,9
14,3
4,3
90
14,2
20,2
11,4
12,5
29 2
10,2
15,7
0,99
22,6
21,7
32,2
23,4
18 8
5,3
Примечание. Равновесная влажность, или гигроскопическое влагосодержание, выражается
в процентах к весу сухого материала. Например, для образца материала весом 200 г, имеющего
20 0 — 180
постоянный сухой вес 180 г, равновесная влажность будет 100 = 11,0%.
Кондиционирование воздуха применяется для регулирования ско-
скорости химических реакций.
При сушке лака повышение относительной влажности оказывает
тормозящее действие на поверхностное окисление и способствует сво-
свободному выходу газов, без образования пузырей. Относительная влаж-
влажность воздуха, равная 65%, обычно обеспечивает наилучшие условия,
а температура его выбирается в зависимости от вида лака.
Кондиционирование воздуха необходимо также для регулирования
скорости кристаллизации и размеров образующихся кристаллов.
При назначении относительной влажности воздуха для помещений,
в которых хранится или обрабатывается обычная углеродистая сталь,
следует учитывать, что скорость коррозии ее незначительна при влаж-
влажности воздуха до 30—45%. С повышением влажности воздуха скорость
коррозии возрастает и особенно быстро (в десятки раз) после достиже-
достижения 65%-ной влажности. Поэтому в таких помещениях следует назна-
назначать относительную влажность воздуха не выше 40—50%.
Кондиционирование воздуха для поддержания постоянной внутрен-
внутренней температуры необходимо при точной обработке изделий с допуска-
допусками порядка 2—3 мк (при изготовлении инструментов, приборов или
оптики), так как колебание температуры воздуха приводит к недопус-
недопустимо большим увеличениям или уменьшениям размеров деталей в
процессе обработки. Уровень температуры воздуха играет меньшую
роль, чем точность ее соблюдения, поэтому этот уровень часто опреде-
определяется комфортными условиями.
Для защиты полированных поверхностей от микрокоррозии изде-
изделий, возникающей в местах прикосновения кистей рук, требуется под-
поддерживать низкую температуру и низкую влажность воздуха, а также
обеспечить хорошую его фильтрацию.
Электростатические заряды мешают некоторым производственным
процессам и весьма опасны в атмосфере, содержащей взрывчатые ве-
вещества; наличие электростатических зарядов сводится к минимуму
при относительной влажности воздуха выше 55%. Температура машин
и изделий может быть выше, чем температура окружающего воздуха,
поэтому в помещении следует поддерживать относительную влажность
на уровне 65% и выше, чтобы обеспечить необходимую влажность,
равную 55%, в зоне обработки продукта на машинах.
В исследовательских и испытательных лабораториях температуру
и влажность воздуха следует поддерживать постоянными с относитель-
относительно малыми колебаниями. В некоторых лабораториях могут наблюдать-
наблюдаться условия, требующие создания специфических параметров, но в боль-
большинстве лабораторий достаточно поддерживать постоянными опти-
оптимальные температуру и влажность воздуха. Оптимальные параметры
воздуха для некоторых производственных помещений приведены в
табл. 2.4.
Таблица 2.4
Оптимальные параметры воздуха в некоторых промышленных и общественных зданиях
Наименование помещений
Температура
в °С
Влажность
в %
Архивы
Библиотеки, книгохранилища
Помещения музеев, где хранятся экспонаты из дерева,
бумаги, пергамента, кожи, клея и составленные из них
Студии художников с картинами на мольбертах . . .
Склады картин в музеях
Хирургические операционные
Цехи механической обработки дерева
Столярно-заготовительные отделения .
Цехи изготовления моделей из дерева
Лаборатории металлов : :
Термоконстантные помещения для прецизионных работ.
группа 1 .
» 2
» 3
» 4
Особо чистые помещения для прецизионных работ . .
Цехи точного машиностроения
» намотки трансформаторов и катушек
» сборки радиоламп
» изготовления электроизмерительных приборов . .
» обработки пластинок из селена и окиси меди . .
» плавки оптического стекла
» шлифовки линз
» производства спичек
» сушки »
Помещения для хранения мехов
То же, кожи
Цехи многоцветной литографии (офсет)
» плоского печатания на отдельных листах . . . .
» ротационного печатания на рулонной бумаге .
Плазовые цехи
Склады химикатов . , ¦ . . ., . ·
14—17
18—21
16—24
16—24
11—12
19—25
15—16
15—16
18-20
20
18—22
19,5-20,5
19,8—20,2
19,95—20,05
21,5—22,5
20
22
20
21—24
23
24
24
21—25
21-25
4—10
10—16
24—26
24—26
24—26
18-20
16—27
57—63
40—50
50—60
55—60
55—60
50—60
40—55
55—65
40—55
40
40
40
40
40
45—50
40
50-55
30—40
45
80
50
40
55—65
40—60
46—48
45—50
50—55
50—60
35—50
62
Продолжение гай г 2 4
Наименование помещений
Температура
в °С
Проявочные отделения для фотопленки
Отделения резки фотопленки
» сушки фотонегативов и позитивов . . . .
Помещения для хранения кинофотоматериалов ....
Отделение намотки прядильного цеха производства кап-
капронового корда:
при режиме 1
» » 2
Помещение контроля и буфер для кордного капронового
волокна после прядения:
при режиме 1 ' . .
» » 2
Текстильные цехи капронового корда
Лаборатории физико-механических испытаний кордной
капроновой нити и ткани
Цехи хлопчатобумажного производства:
чесальный ленточно-ровничный
прядильный
ткацкий с кареточными станками
» » жаккардовыми станками
Склады бумаги для литографии
» типографской бумаги:
для плоской печати , . .
» ротационной печати
Цехи переплетные, сушки, резки, склеивания бумаги
Склады порошков и материалов для них в фармацевти-
фармацевтическом производстве:
материалов . . .
готовых порошков
Цехи прессования таблеток
» обработки коллоидов
» изготовления препаратов из желез
» экстрактов из печени
» изготовления желатиновых капсул
» склеивания резиновых изделий
» изготовления хирургических изделий из резины .
Табачное производство:
склады табака
цехи изготовления сигар, папирос, сигарет . .
гильзовый цех
увлажнительная камера для табака
Пивоваренное производство:
солодовня . . .
бродильные чаны
Хлебопекарное и макаронное производство:
склады муки . . .
прессовый цех . . .
силосно-просеивательное отделение
отделение опары
» теста .
тесторазделочное отделение .........
расстойное отделение . . .
Молочная промышленность:
маслодельный цех ; « .
сыродельный »
отделение соления ,
термостатная камера для сквашивания кефира . .
» » » созревания кефира
» » » сквашивания простокваши
помещение для хранения сухого молока . . . .
20—24
18—20
22—24
18—20
19
22
19
22
22
20
22—28
24—28
20—26
22—27
22—25
20—25
20—25
20—26
20—25
20—25
25
20
25—26
20—25
25
25
24—30
18—24
18—24
18—24
24
12
4—8
12—15
15-20
18
25—27
28—30
18
35—40
14—16
18—20
10
16—20
5-8
24—26
5
Глава 3
ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА В ПОМЕЩЕНИЯ
Производительность систем кондиционирования воздуха зависит от
расчетных условий теплого периода года, регламентированных
СНиП П-Г.7-62. Расчет поступлений тепла через внешние ограждения
в теплый период года осложняется значительными колебаниями тем-
температуры наружного воздуха в течение расчетных суток и еще больши-
большими колебаниями температуры на поверхности непрозрачных наружных
ограждений, обогреваемых солнцем. Влияние оказывает также массив-
массивность ограждений, благодаря чему колебания температур на их внут-
внутренней поверхности уменьшаются и запаздывают по отношению к
колебаниям температур на внешней поверхности.
Потери тепла через внешние ограждения в холодный период года
рассчитываются в предположении установившегося теплового режима,
так как в холодный период значительных суточных колебании темпе-
температуры воздуха и особенно колебаний температуры поверхностей на-
наружных ограждений, связанных с нагревом их солнцем, в природе не
наблюдается.
Определение максимальных часовых избытков тепла производится
для расчетных суток, когда максимальная температура наружного
воздуха равна расчетной наружной температуре воздуха для теплою
периода, при этом п. 4.8 СНиП П-Г.7-62 требует обеспечения заданных
внутренних параметров, как правило, при расчетных параметрах на-
наружного воздуха Б, но допускает применение параметров В при нали-
наличии технологических обоснований.
В практике проектирования встречается необходимость расчета
кондиционирования воздуха также и на параметры наружного возду-
воздуха А, хотя обеспеченность заданных внутренних параметров при этом
для ряда населенных пунктов оказывается весьма низкой.
Расчет поступлений тепла через непрозрачные внешние ограждения
кондиционируемых помещений приведен нами по методу Стюарта.
Употреблявшийся ранее метод Шкловера более сложен и практически
может быть применен только для расчета с помощью электронно-вы-
электронно-вычислительных машин. Сравнение расчетов по Шкловеру с расчетами по
Стюарту показывает, что для непрозрачных ограждений они дают
близкие результаты.
Поступление тепла в помещение находится как сумма поступлений
тепла через непрозрачные и прозрачные, наружные и внутренние oi-
раждения помещений, от искусственного освещения, технологического
оборудования, а также от людей.
Все поступления тепла, как правило, переменны во времени, при
этом часть из них зависит от переменных температуры наружного воз-
воздуха и напряжения солнечной радиации. Поэтому для определения
нагрузки на систему кондиционирования воздуха необходим почасовой
(или с интервалом в 2 ч) расчет поступлений теплл в помещение, в ре-
результате которого может быть выявлена максимальная нагрузка и вре-
время, когда она будет иметь место.
1. ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА В ТЕПЛЫЙ ПЕРИОД ГОДА ЧЕРЕЗ
НЕПРОЗРАЧНЫЕ ВНЕШНИЕ ОГРАЖДЕНИЯ
Количество тепла, проникающее через непрозрачные ограждения в
помещения в теплый период года, определяется по формулам:
для темных кровель зданий, расположенных на северной широ-
широте 40° (а практически и для широт 32—44°):
Qx = &! кг F (? t1 J- ? t2) ккал/ч; '?.1)
64
для любых кровель зданий, расположенных во всех северных ши-
широтах:
?2 = kx k2F (? tx + ? t3) ккал/ч; C.2)
для стен всех зданий, расположенных на 40° с. ш., для стен зданий,
расположенных на 24—52° с. ш. при ориентации на восток, запад, се-
северо-восток и северо-запад, а также для стен зданий, расположенных
на 32—44° с. ш. при ориентации стен на север, юго-восток и юго-запад:
Q3 = kx k2 F (? tx + ? tb) ккал/ч; C.3)
для стен зданий, расположенных на любых северных широтах
Q4 = kx /г2 F (? tx + ? t6) ккал/ч. C.4)
Здесь k\ — коэффициент для учета условий вентиляции покрытий, равный для бес-
бесчердачных кровель 1 и для чердачных хорошо вентилируемых покры-
покрытий 0,75;
k2 — коэффициент теплопередачи кровель или стен в ккал/м?-ч-град, который
следует рассчитывать, применяя коэффициенты теплоотдачи от внутрен-
внутренней поверхности ограждения к воздуху помещенияавн =6ккал/м2-ч-град,
а от наружного воздуха к стене ян =20 ккал/м2-ч-град;
F — площадь стены или кровли (или горизонтальная проекция наклонной
кровли) в м2;
At ? — эквивалентная разность температур для данной местности в град; огра-
ограничивается величинами ±3° для тяжелых ограждений, ±2° для ограж-
ограждений средней тяжести, для легких конструкций ??? = 0;
? ?? = tH —13 — ? ? t2 — Б град;
C.5)
?? — расчетная наружная летняя температура воздуха по сухому термометру
в град;
tB—расчетная температура внутреннего воздуха в град;
Aia — амплитуда суточных колебаний температуры для данной местности в
теплый период года в град (табл. 3.1);
Таблица 3.1
Средние амплитуды колебания температур наружного воздуха в течение расчетных
суток !
Город
Амплитуда
колебаний
? t
а
в град
Город
Амплитуда
колебаний
? t
а
в град
Алма-Ата
Астрахань
Ашхабад .
Баку . . .
Батуми . .
Владивосток
Волгоград
Горький
Кзыл-Орда
Киев . . .
Красноводск
Курск . .
Ленинград
Львов . .
Минск ....
Москва . . .
Одесса . . . .
Рига ....
Ростов-на-Дону
Рязань . . .
Самарканд . .
Саратов . . .
Свердловск
Таллин . . .
Ташкент . . .
Тбилиси . . .
Фергана . . .
Харьков . . .
13,8
11,8
8,9
12
14
13,8
17,3
13,4
14,2
8,4
17,4
14,3
16,8
13,9
1 Составлена на основе табл. 2 СНиП II-A.6-62 «Строительная климатология и геофизика:». За
расчетную среднюю амплитуду колебаний температур наружного воздуха Afa принята меньшая из
среднесуточных амплитуд июля и августа.
5 Зак. 665
65
А п Б — величины, зависящие от веса ограждений; для легких (до 35 кГ/м2) ог-
ограждений Л = 0 и 5=0, для средних C6^270 кГ/м2) Л =0,25 и 5 = 5,5,
для тяжелых (более 270 кГ/м2) А= 0,5 ,и 5=2,75;
At2 и Ati — исходная эквивалентная разность температур соответственно для облу-
облучаемых солнцем и затененных покрытий (табл. 3.2);
Таблица 32
Исходные эквивалентные расчетные разности температур для освещенных солнцем
и затененных покрытий зданий, расположенных на 40° с. ш.
Вид покрытия
Вес покры-
покрытия
в кГ/м*
Часы суток по солнечному времени
8
10
12
14
16
18
20
22
24
1. Величины At2 для освещенных солнцем покрытий в град
Легкое
Средней тяжести ....
Тяжелое
Легкое, залитое водой
слоем 25 мм
Легкое, над которым раз-
разбрызгивается вода . .
Тяжелое, залитое водой
слоем 25 мм,
Тяжелое, над которым
разбрызгивается вода
Любое покрытие, зали-
залитое водой слоем 150 лш
До 35
36—270
271—400
До 35*
До 35*
271—400*
271—400*
До 400*
6,7
0
3,3
0
0
—1,1
—1,1
—1,1
21,1
11,1
3,3
2,2
2,2
-1.1
—1,1
0
30
22,2
П.1
8,9
6.7
—2,2
1,1
0
34,4
28,9
18,9
12,2
10
5,6
4,4
3,3
27,8
30
23,3
10
8,9
7,8
6,7
5,6
14,4
23,3
24,4
7,8
7,8
8,9
7,8
5,6
5,6
11,1
18,9
5,6
5,6
7,8
6,7
4,4
2,2
5,6
11,1
1,1
1,1
5,6
5,6
2,2
2, Величины ??* для затененных покрытий в град
Легкое
Средней тяжести . . . .
Тяжелое
До 35
36—270
271—400
—2,2 0
—2,2
—1,1
-1,1
-1.1
3,3
1.1
6,7
4,4
2,2
7,8
6,7
4,4
6,7
6,7
5,6
4,4
5,6
5,6
0
3,3
7,8
0
0
3,3
3.3
П
1,1 ! 0
3.3 1,1
4.4 2,2
* Без учета воды.
? — эквивалентная разность температур для любых кровель, равная:
At3 = ?/4 + k3 A (At2 — ??4) град; C:6)
k3 — коэффициент, учитывающий цвет кровли при определении величины ??3
и равный для темных кровель 1, для серых, голубых и красных кровель
0,8, для белых (и алюминиевых кровель 0,55 (применение значения коэф-
коэффициента &з<1 должно быть обосновано условиями эксплуатации зда-
здания, так как для загрязненных поверхностей любого цвета Й3=1);
Ate— эквивалентная разность температур для любых стен в любых северных
широтах в град, равная:
(At,—
град;
C.7)
и At7 — исходная эквивалентная разность температур соответственно для облу-
облучаемых солнцем и затененных стен (табл. 3 3);
Ji/h — отношение максимального напряжения солнечной радиации на горизон-
горизонтальную плоскость для заданной широты к максимальному напряжению
для 40° с. ш., для которых составлена табл. 3.2; величина этого отноше-
отношения принимается по табл. 3.4;
hlh — отношение максимального напряжения солнечной радиации на вертикаль-
вертикальную плоскость, для заданных широты и ориентации к максимальному
напряжению для 40° с. ш., для которых приведены данные в табл. 3 3;
величина этого отношения принимается по табл. 3.4.
66
sb
О
°x
2 о
о.
s
?»
С
S
?
s
нос-
раз
тен
и
X
23
3
нар'
5*
5 а
is
1?
5· х
о Я
?
аз
о.
?
g*
о
в*
к
о
и
о
с
?·
а
я
-
00
?
?
и
?
?
?
и
?
to
S3
о
00
и
?
о
?
н
н
о
?
в л
СЗ (-
О. о)
? Й
о у
«D t^- t^· CO *— CO
¦* <С Г^ СО СО СО (М '
•^ 00 СО со" СО* СО <м"'
С» СО (? СО СО^
-о о - - - - -
Г«» -н w ЮЮЮСО·—'
¦^ ?© СО — <М СО »—
а> оо см т*| ^ <м
-о ·> - » - -о
00 — tМ *Ч (N
?? ,—? rf CM — CM CM
CD 00 CO CM CO CO
Ю t-- CO CM CO CO
— CO CO —< CM CM
—< CO CO— CM CM
>—· rf CO CM CO CO
— -^ CO CM CO CO
— CO CM — CM CM
— CO CM — CM CM
CQ Г0
со
со
со
со"
со
СО
3
2
COOOOOt^h-t^COCM
cocococo-^coeo —
CMTfCOCMCOCOCM—'
ЮСОЮСОЮЮ"*1 —
CM CO CO CM CO CO CM ¦
см со" со" см" со со" см -
"* h- CO CO CO Г^- ¦* ¦
'J'N CO "* CO N "* ·
COrfCOCOCO-^COCM
5* Зак. 655
.§
о
«a
is
is
I
I
2
03
't (О О-* № О OS PJ
TflO Ю ThOo О 00 OS
СОГч-Г-~СО<М'г}<СМСО
ЮСОСОЮСМ'ФСМСО
CD (O CO tv C7! О 00 ·*
оо©^-*1
eocoi—Tr
eotfs·-*^
OiOOCOCO
00[---ЮР5
Г- 00 00 <M *-* t~- CO
(DNNON-' CO CO
COtDt--t-.CD-«iICOCN
COIO^COCM
CO СГ5 0O t~- CO <N
l0OO00N@nci
TfC--l>.CO<MCOCN —«
¦**"со"со"со"<м"со см —
00 CO t«- ¦* ·^ CM «
rt< Г^ Ю CO —· <N —
^ f ~ Л· ~ ? »?""?
? «О Ю О —< (? -^
О5 « О5 <М СО СО С^
со" со* оо <м~со со <м о
??< (? СО — <М
о ¦>··>- -о о
СМ 00 СО — М N N
oft- со"— <n со ??
^-? С4} <—? СО —' ОЗ '—'
— (? —* О ~* СМ ^<
СМ СО СО — СО СО (М *""
...... -о
СМ СО СО —¦ СО СО СМ
'3
¦?
I
"а
о
I
2
«ocococooooot^rf
ЮЮЮЮС^-t^CO^"
t4- оо t>- оо -¦ ео ч«
cot^-cor-»«eo
•ФСОСОГ^-ООСО
•*LOio"<or^co
со t^ оо ел ?? со со
ю со t-"oo ? оо ю со*
¦*сососо-***еосм
4?/5 Ю Ю ¦* ¦* И И
СОСЛСПООСОГ-^СМ
Ю СО 00 Г^ Ю СО 'ф'см"
¦^t^CDCOCOCOCM—?
•^СОЮСОСО"ЭСМ—<
00 OS СО-^ СО СО —<
Ю^ЮСО-4
— см со см
СЯ CO* См"
00 <N СО СО СО
—»со см — см со —
—· со*см — см со*—«*
со со со см со ·* со
...... -о
СО Ю СО СМ СО "* СО
г-1 СО СМ ^- СМ СО —«
...... .о
— СО СМ —ч СМ СО >—?
со "=f ¦* см ^t1 rf со
СО "Ф ¦* CM Tt» ¦* СО
СМ СО СМ СМ СМ СО СМ
см со <N см см со" см
со со ·* со -^ со со
...... -о
со ю ¦** со ^* со со
те>
CO
3"
ч
о
а;
? 750
о
со
3
ой 300
3
з"
?
3
а:
О
о
а;
3
3
CJ
а;
о
"ч
<1
S
а:
3
3·
3
«Sfl
=Q
со
со
со
СО
"*.
ч*
со
со
со
см
см
см*
о
о
о
о
о
о
о
—
о
3
VO
2
68
Таблица 34
Отношение максимальных напряжений солнечной радиации /?//2 и /3//4
[для формул C.6) и C.7)]
Северная
широта
в град
24
28
32
36
40
44
48
52
56
60
64
Отношение
ю |
0,3
0,33
0,6
0,8
1
1,23
1,4
1,65
1,88
2,1
2,3
hit* Для
3 и В
0,98
0,98
0,99
0,99
1
1,01
1,02
1,03
1,05
1,08
1,12
стен, ориентированных на страны
ЮЗ и ЮВ
0,8
0,9
0,93
0,98
1
1,05
1,11
1,17
1,23
1,23
1,34
СЗ и СВ
1,01
1,01
1
1
1
1
1
1
1,03
1,06
1,11
света
С
1,12
1,06
1
1
1
1,03
1,05
1,11
1,29
1,44
1,58
Отношение
Л//, (гори-
(горизонтальная
плоскость)
1,08
1,07
1,05
1,03
1
0,96
0,93
0,9
0,86
0,82
0,78
Табл. 3 2 исходных эквивалентных разностей температур At2 и ?/4
по Стюарту переработана авторами и представлена для обезличенных
конструкций различной весовой категории.
Для конструкций, не перечисленных в табл. 3.3, величины At5 и At7
следует вычислять путем интерполяции табличных данных для наибо-
наиболее подходящих по материалу и весу ограждений.
Величины At7 для стен кремового цвета следует принимать по
табл. 3.3, как для светлых стен. Для синих (не темных), зеленых, свет-
светло-красных, светло-коричневых, неокрашенных деревянных стен и стен
цвета натурального бетона следует принимать по табл. 3.3 средние
величины между приведенными для светлых и темных стен.
Для изолированных стен следует принимать те же величины AU и
?/V, как и для неизолированных равного веса.
Пример 3.1. Тяжелое темное покрытие, состоящее из железобетонной плиты, изо-
изоляции и толя, весит 398 кГ/м2; коэффициент ?2=0,635 ^кал/м2-ч-град; широта север-
северная 35°, температура ?? =40,5°С; ??=25,5 С и Д/а=16,7° Определить количество тепла,
поступающего в 14 ч.
Решение. По формуле C 5) определяем
? ^ = 40,5 —25,5 —0,5-16,7 —2,75 = 3,9°,
но так как ?? ? ограничивается 3°, то по формуле C 1)
Qx= 1-0,635-1 A8,9 + 3)= 13,9 ккал/м?-ч.
Пример 3.2. Стена из красного кирпича толщиной 380 мм и весом 685 кГ/м2 ори-
ориентирована на юг, широта северная 60; температура /Н = ЗО°С, t B=23°C и А/а = 13
Определить максимальное количество тепла, поступающего через стену
Решение Расчет производим по формуле C 4) Входящую в нее величину ?/? оп-
определяем по формуле C 5), тогда
? ^ = 30 —23 —0,5-13 —2,75 = —2,25°.
Величина ?/б по формуле C 7) зависит от величин At5 и ?^, которые вычисляем
путем интерполяции данных табл 3 3 Для кирпичной темной стены толщиной 300 мм,
ориентированной на юг, максимум At5C0Q) приходится на 22 ч и равен 6,7°, а максимум
??,???) на 24 ч равен 3,3°. Для стены толщиной 200 мм максимумы ?/5B00) =8,9° и
?/7B00)=4,4°, максимумы приходятся на 20 ч. Экстраполируя эти данные для стен тол-
толщиной 380 мм, получаем
= ?
+ [Д4300)-
300 — 200
= 4,94°;
?/C80) ^ з,3+ C,8-4,4) 0,8 = 2,42°.
Максимальное количество тепла, поступающего через стену, по формуле C.4) с
поправкой по табл. 3 4, равной 2,1, составляет
Q4 = 1.1,34-1 [—2,25 + 2,42 + 2,1 D,94 — 2,42)] = 7,35 ккал/м*-ч.
Коэффициент теплопередачи стены, вошедший в расчет по формуле C.4;, будет
h = 1,34 ккал/м2· ч ·град.
1 I U,оо
Максимум нагрузки приходится ориентировочно на 24 ч.
2. ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА ЧЕРЕЗ ВНУТРЕННИЕ ОГРАЖДЕНИЯ
В ТЕПЛЫЙ ПЕРИОД ГОДА
Поступления тепла из смежных помещений следует рассчитывать
по формуле
QQ = k F ? /? ккал/ч, C.8)
где k — коэффициент теплопередачи в ккал/м2-ч-град;
F — площадь ограждения в м2;
??? — расчетная разность температур, определяемая по формулам C.9) или
C.10), в град.
Ограждения, отделяющие кондиционируемое помещение от смеж-
смежных некондиционируемых помещений (стены, пол и потолок), должны
быть воздухонепроницаемы и теплоизолированы. При обычном ком-
комфортном и технологическом кондиционировании и при внутренней тем-
температуре помещения 18—27°С коэффициент теплопередачи внутренних
ограждений следует доводить до значения &>1 ккал/м2-ч-град. В др>-
гих случаях величина k требует специальных обоснований.
Если смежные помещения не имеют собственных источников тепло-
тепловыделений и слабо вентилируются, то расчетную разность температур
??? следует определять по формуле
??? = (tH — tu) m град, C.9)
где ??— расчетная температура наружного воздуха для теплого периода в град (по
СНиП И-Г.7-62);
tn — температура в кондиционируемом помещении в град;
т — понижающий коэффициент, равный, для междуэтажного перекрытия, отде-
отделяющего кондиционируемое помещение от верхнего этажа здания, если
верхний этаж находится непосредственно под кровлей или чердачным по-
покрытием— 0,75; для всех ограждений, кроме полов, расположенных над
первым этажом здания, над подвалом или на уровне земли, — 0,5; для по-
полов, расположенных над первым этажом здания, — 0,25; для полов, располо-
расположенных на грунте или над подвалом, — 0.
При усиленной вентиляции наружным воздухом и отсутствии соб-
собственных тепловыделений температура в смежных помещениях практи-
практически равна температуре наружного воздуха и коэффициент т=\.
При наличии собственных избытков тепла внутри смежных по-
помещений расчетная разность температур принимается равной
??? = tc — tn = tH-\ Mc — ta град, C.10)
где tc— температура воздуха в смежных помещениях в град;
Atc — превышение температуры в смежном помещении над температурой наруж-
наружного воздуха в град.
Величина Atc определяется по расчету или принимается по СНиП
И-Г.7-62.
70
3. ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА ЧЕРЕЗ ОСТЕКЛЕННЫЕ
ПОВЕРХНОСТИ ЗА СЧЕТ СОЛНЕЧНОЙ РАДИАЦИИ
И ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ В ТЕПЛЫЙ ПЕРИОД ГОДА
На плоскость, перпендикулярную солнечным лучам, за пределами
земной атмосферы падает около 1200 ккал/м2-ч тепла от солнечной
радиации. Также ориентированная плоскость на уровне земли получает
значительно меньше солнечного тепла из-за потерь при проходе через
атмосферу. Содержащиеся в атмосфере водяной пар, озон и углекисло-
углекислота абсорбируют солнечную энер-
энергию и затем, редуцируя, направ-
направляют ее на землю в виде рассеян-
рассеянной радиации. Часть прямой сол-
солнечной радиации отражается от
земной поверхности и поступает в
помещение в виде отраженной ра-
радиации.
Схема поступлений тепла че-
через остекленные поверхности от
солнечной радиации и за счет теп-
Стскло
Теплообмен с окружа-
лющим пространством
помещением
Рис. 3.1. Схема (поступления тепла от сол-
солнечной радиации и за счет теплопередачи
через остекленные поверхности
лопередачи приведена на рис. 3.1.
Тепло солнечной радиации, по-
попадая в помещение, нагревает
пол, стены и оборудование, а за-
затем переходит к окружающему воздуху, поэтому его нагревание запаз-
запаздывает относительно времени поступления тепла.
Расчеты поступления тепла в помещения следует производить по
формулам:
через остекление, освещенное солнцем,
Qc = [kc klcqc + k2 (tH — tn)] F шал/ч,
через остекление, находящееся в тени,
QT = [?т k\ ? qT + k2 (tR — tn)] F ккал/ч,
C.11)
C.12)
где
<7C — количество тепла, поступающего в помещение от солнечной радиации
через 1 м2 обычного одинарного стекла толщиной 3 мм через осве-
освещенные солнцем окна, в ккал/м2 ¦ ч (см. табл. 3.5);
<7т —то же, через находящиеся в тени окна в ккал/м2-ч (см. табл. 3.5);
(<7с и qT — количества тепла, принимаемые по табл. 3.5 как среднее из данных
для часа, который соответствует времени максимума нагрузки в дан-
данном помещении и радиации в предшествующий час);
kc и kT — коэффициенты для учета уменьшения поступлений тепла через по-
поверхности, соответственно освещенные солнцем и находящиеся в те-
ни, за счет затенения стекол переплетами рам и загрязнения атмосферы
(табл. 3.6);
klz и klT — коэффициенты для учета уменьшения поступлений тепла через ос-
остекленные поверхности, соответственно освещенные солнцем и нахо-
находящиеся в тени; эти коэффициенты вводятся при применении остек-
остекления, отличающегося от принятого за основу одинарного незатенен-
ного остекления и принимаются: для одинарных стекол — по табл.
3.7, для одинарных стекол, затененных жалюзи или шторами, — по
табл. 3.8; для стеклопакетов и двойного остекления без затенения и
затененных жалюзи или шторами — по табл. 3.9, для стен из стек-
стеклоблоков— по табл. 3.10;
k2 — коэффициент теплопередачи в ккал/м2-ч-град (табл. 3.11);
/н и /п — температуры соответственно наружного и внутреннего воздуха в
град;
F — площадь проема ограждений (по наименьшим размерам), оставляемо-
то для оконной рамы, в м2.
33
ю
о
si
S О
=f S
Is
2.2
I
,
ч
СО Г*
СР
gas g
о
С
сти
X
по
<?
?
л
ч
ь
о.
CQ
О ?
3"
I
k
и
э
СЗ
о,
?
CD с
О и
В ' Л
о
U
сти
8
повер
о
Л
ч
Р.
щ
с*
I
1 ДЛЯ
0)
(Я
U
>аны
¦ к
S к
О · ?
я я я
со
и
со
2
2
2
са
и
о
ея а
g*?
«ёи о
со
?
СО
2
2
ю
2
са
со
о
?
о S"
а»
и
00
CJ
со
о
СП
СП
СП
СП
о
со
о
см
о
о
о
3
?
со
?-
CJ
со
-
со
·"¦
о
см
ю
см
CJ
со
со
CN
о
оо
со
СО
N.
CJ
со
со
см
со
со
со
со
о
со
о
со
CJ
см
со
о
см
ю
о
in
00
СО
CJ
in
со
00
см
см
см
см
см
о
оо
со
CJ
СО
см
CJ
CD
00
со
о
см
N-
со
тр
CJ
оо
СО
о
тР
со
CJ
со
1П
CJ
CM
со
"?
CJ
CM
CO
CO
со
см
со
о
СО
in
CJ
со
CJ
00
CD
00
1С
CJ
СП
en
СП
СП
о
со
СО
о
СО
о
1П
ГР
?
со
СП
оо
со
ю
СП
СП
СП
СП
о
со
CJ
СО
00
о
со
1П
со
CJ
см
ю
ТР
см
СП
ГР
CJ
со
00
ю
см
1П
см
1П
см
ю
CJ
со
со
см
а
СП
со
о
^*
со
СО
о
СО
см
UJ
CJ
СП
ю
со
ю
N.
1П
ю
ю
см
CJ
со
CJ
см
см
см
S
о
со
?
со
СО
ю
ю
98с
о
со
о
со
со
о
о
СО
S
in
CM
со
N-
см
CD
CM
CD
CM
CO
00
CO
CO
*~*
о
N.
о
о
CD
""*
CM
CO
CM
CJ
1П
CO
N.
Ю
N.
Ю
о
CO
о
N-
co
о
CO
CO
CM
N·
lo
N.
Ю
?-
???
о
?.
Ю
?-
???
CO
.о
со
71с
79с
?·
ю
со
ю
со
in
СО
см
00
CJ
СП
»-ч
о
см
СП
о
см
СО
см
?
¦чр
см
см
?
in
CM
"?
о
in
in
CO
CJ
1П
N-
CJ
CM
CO
^P
TP
^P
""
CJ
CM
«—*
CO
о
00
CM
CJ
со
N-
CO
N.
CJ
1П
TP
CM
CM
CO
CM
CO
CO
CO
и
?-
CO
и
CM
in
CJ
о
со
со
о
CD
о
CM
о
CO
о
CO
о
CO
о
CO
CM
00
CM
о
in
о
Ю
oo
и
1П
CO
N-
CO
о
CM
CO
о
СП
со
CM
CJ
00
oo
о
СП
in
CJ
N-
CO
Ю
о
00
CM
СП
со
?
CO
CO
TP
¦¦?
in
Ю
CO
CJ
со
1П
о
CO
СП
со
CJ
СП
с»
in
CJ
00
N-
о
Ю
CO
1П
?
со
CM
CM
CJ
N-
о
1П
CJ
?
N.
rp
CJ
CM
CO
1П
CO
1П
о
CM
CO
Ш
СП
СП
СП
CM
CD
со
CD
со
CJ
о
00
CJ
о
СП
см
СП
¦ф
см
со
СП
CJ
о
to
?-?
Ш
in
?·
о
CM
s
CJ
IO
N-
¦Ф
CJ
CM
CO
^>
N-
00
CJ
о
CO
rP
1П
s
98c
CO
CJ
N-
rf
CO
о
in
LO
4^
Ю
о
со
CJ
CO
СП
Ю
CO
CD
СП
¦*p
140c
CJ
CO
00
CO
CJ
CM
^^
4*
о
о
со
I—<
?-
CM
LO
о
oo
о
?-
CM
CO
CM
CO
CM
CO
130c
о
CM
CM
CJ
oo
CD
"—
о
tn
CD
о
CO
CM
о
in
^^
CO
о
СП
m
о
oo
см
CJ
Ю
CM
rP
о
8
CM
N-
in
N-
in
in
CM
CO
N.
CM
CO
CM
CO
106c
141c
со
о
CM
CO
CN
CO
CM
CD
CM
72
о
ю
?»*
о
СО
со
1
СО
со
со
СО
СО
О
СО
СО
О
со
о
со
СО
о
о
и
о
ю
— со
СО
со
со
со
о»
со
ю
СО
ю
СО
«о
О* <-ч
СО —«
Я
я
а ё
щ
Ss
; га в
-5 *** U
е» ? я*
та uj м к*
sS ? g
tu
Чн Ь
* О, аз g·
Hum re
О ft
С0
В1 м №
is §
Я о, <u
CO
Таблица 36
Значения коэффициентов kc и kT для учета изменения поступлений тепла за счет
затенения стекол переплетами рам и загрязнения атмосферы
Тип остекления
Чистая ат-
атмосфера
Атмосфера промышленных городов и заво-
заводов
Для поверхностей
освещен-
освещенных солн-
солнцем и нахо-
находящихся в
тени
k k
с > ?
освещенных солнцем
находящихся в тени
Северная широта в град
24—64
24—40 40—64
24—40 40—64
Окна сплошные витринные одинарные
без переплетов и стены из стекло-
стеклоблоков
Окна сплошные витринные двойные
без переплетов
Окна в металлических рамах:
одинарные
двойные
Окна в деревянных рамах:
одинарные
двойные
1
0,9
0,8
0,72
0,65
0,6
0,7
0,63
0,56
0,51
0,46
0,42
0,75
0,68
0,6
0,54
0,48
0,45
1,6
1,45
1,28
1,15
1,04
0,95
1,75
1,58
1,4
1,26
1,14
1,05
Таблица 37
Значения коэффициентов kic и kiT для учета уменьшения поступлений тепла
солнечной радиации при различных одинарных стеклах
Стекло
Обычное листовое
Обычное зеркальное
Теплозащитное листовое
Нешлифованное листовое
Нешлифованное зеркальное
Номиналь-
Номинальная толщи-
толщина в мм
3
6
10
13
5
6
10
3
5
6
6
6
6
6
10
13
Коэффици-
Коэффициент свето-
пропуска-
ния стекла
0,86
0,8
0,75
0,71
0,51
0,46
0,34
0,59
0,74
0,45
0,71
0,67
0,52
0,47
0,33
0,24
1
0,95
0,91
0,88
0,71
0,67
0,57
0,78
0,9
0,66
0,88
0,86
0,72
0,7
0,56
0,5
1т
1
0,95
0,91
0,88
0,78
0,74
0,64
0,78
0,9
0,66
0,88
0,86
0,72
0,7
0,56
0,5
74
Таблица 38
Значения коэффициентов klc и k1T для учета уменьшения поступлений тепла о г
солнечной радиации через одинарное стекло при затенении его с внутренней стороны
Стекло
Обычное листовое или зеркаль-
зеркальное
Теплозащитное или нешлифо-
нешлифованное листовое
Теплозащитное или нешлифо-
нешлифованное зеркальное ....
Тип затеняющих устройств
Венецианские подъемные
жалюзи
серые
*1с
0,64
0,57
0,54
0,66
0,58
0,53
светлые
*1с
0,55
0,53
0,52
0,6
0,52
0,52
Рольные непрозрачные шторы
темные
k.
1с
0,59
0,45
0,4
0,61
0,42
0,36
светлые
1с
0,25
0,3
0,28
0,22
0,3
0,26
Продолжение табл 3 8
Стекло
Обычное листовое или зеркаль-
зеркальное
Теплозащитное или нешлифо-
нешлифованное листовое
Теплозащитное или нешлифо-
нешлифованное зеркальное
Тип затеняющих устройств
Шторы из светлой ткани
редкая
0,67
0,53
0,45
0,6
0,48
0,4
средняя
*1с
0,55
0,45
0,39
0,49
0,4
0,36
плотная
1с
0,47
0,41
0,36
k.
1т
0,42
0,36
0,32
75
се
к
s|
1*
? 2
о З
<=? S
« w S
S О eu
В « 4
i«g
CU ?
¦"ей О
Ml
CU Ч О
a- * и
>>« rt
<·> s
в а
<u 5
? В S*
«t?f-eo
i~
я c ю
*§¦§
s а
Ш я" Ч
gse
•е- о
S н
1°
CD
S
g
внутри
s
кан
к
««
О cu
?*
cu
m
?
л
S
CB
P.
3
a
s к
3 S
щ CD
* Я
Я) 0)
D.3
m о
P.C
С В
s&
я ?
роль
торал
и а
( (
я д·
S си
ег §
о
П S
??
некими
и внут
ния
?? ?
з§
о
¦ ?н
¦еняю1
гройс
со ·**
со X
р|-
*
0Н1
О
к
с
0)
я
си
Р.
и
•к
о
?;
а
<и
Р.
S
3
си
И
и
1
темн)
s
3
Е?
?
й>
со
и
я
Р.
си
и
о
3
Сте
CJ
•??*
•??
?
^?
и
f-c
•«?*
?
и
•of"
ь
и
•оР
•ii
?
•вГ"
о
•«Г1
CM
CM
о
CM
о"
CO
ю
о
со
о
ю
о"
_
ю
о
,55
о
ю
о"
·*
сю
о
?>
о
н
я ·
oe или
? ·
?*¦* ·
СО ·
Я
си
о
И
Обычное листо
реннее . . .
О
.44
о
ю
сГ
ю
°
СО
о*
см
см
о*
,25
о
со
ю
о"
СО
о"
ю
о
_
о"
,55
о
ю
о"
(^
t-
,83
о
н
я
? ·
гжное и
о- *
СО
в *
о ·
я
% '
Обычное зерка
реннее . . .
СМ
о"
см
СМ
о
СО
о"
сГ
СО
СО_
о"
«5
со
о
,38
о
со
о"
со
ю
о
,56
о
я
си
о
наружи
утреннее
<и я
О 03
я
>й CD
ч о
СО к
со 5
Теплозащитное
обычное зер!
со
т.
О
.34
о
СО
о
,38
о
S8
о"
CN
О
о"
см
о
со
о
о"
ц.
о*
СО
со
о
,38
о
ч
о
СО
ю
о
,56
о
S
:ное
; наруж
греннее
о >>
я я
Л ю
СО 0)
tsi О
О, Я
CU Л
со ?
со
Теплозащитное
обычное зерк
76
Таблица 3 10
Значение коэффициентов klc и &1т для учета уменьшения
поступлений тепла от солнечной радиации через стены
из бесцветных стеклоблоков размером 200?200??00 мм
Тип
I
??
II
III
ША
Поверхности
А
Полирован-
Полированная
Глазурован-
Глазурованная
Полирован-
Полированная
Узкое верти-
вертикальное
рифление
или жело-
желоба
То же
в
с
Полированная или риф-
рифленая, или желобчатая
То же
»
Горизонтальные светорас-
сеивающие призмы или
горизонтальные свето-
направляющие призмы
Тоже
D
Полирован-
Полированная
То же
»
Узкое верти-
вертикальное
рифление
или жело-
желобя
VJa.
То же
Перегородка
?
Отсутствует
То же
Перегородка
из стекло-
стекловолокна
То же
То же, но
покрыта
зеленой
глазурью
или со
светорас-
сеивающи-
ми призма-
призмами
Коэффициенты
*1с
0,65
0,27
0,44
0,33
0,25
*1т
для
стран
света
С, СЗ,
3, ЮЗ
0,4
0,20
0,34
0,27
0,18
Примечания· 1. На эскизе обозначены «Н в»—наружный воздух, «П»—помещение
2 Для блоков с размером 300X300X100 мм коэффициенты k. и k следует увеличивать на 15%.
3 Для стран света СВ, В, ЮВ коэффициент k. следует увеличивать на 50%.
4 Поступление тепла от солнечной радиации через стеклоблоки запаздывает на 1 ч.
Таблица 3 11
Значение коэффициента теплопередачи остекления для теплого периода года
при скорости ветра 3,2 м}сек
Тип остекления и способ искусственного затенения
Одинарное остекление
Стеклопакет с воздушными прослойками толщи-
толщиной В ММ'.
4,8
6,4
12,7
Одинарное остекление, защищенное штормовой
рамой на расстоянии 25 мм и более ....
Панели из стеклоблоков типов:
I и IA
И, III, ША
Двойное остекление с затеняющими устройст-
устройствами между рамами:
жалюзи неподвижные, соприкасающиеся со
стеклом
то же, не соприкасающиеся со стеклом
Венецианские жалюзи
Коэффициент кг в ккал/м%-ч-град для
остекления
незатененного
2,9
1,74
1,66
1,53
1,47
1,52
1,3
затененного
жалюзи или
шторами
2,2
1.47
1,42
1,31
1,28
затененного
жалюзи
между
рамами
—
—
2,58
1.71
1.2
77
Значительное снижение теплопритока через окна и стеклоблоки
можно получить, применяя горизонтальные навесы при ориентации
остекления на юг, юго-восток и юго-запад. Длина навеса пропорцио-
пропорциональна высоте тени. В табл. 3.12 приведены длины горизонтальной
проекции навеса, необходимые для получения тени высотой 1 м, падаю-
падающей на окно или на стену в течение теплого периода года.
Таблица 3 12
Длина горизонтальной
проекции навеса
для получения тени высотой 1 м,
падающей на окно или стену в течение теплого периода года
Северная
широта
в град
W
32
40
48
Северная
широта
в град
Часы
суток
6
7
8
9
10
11
12
6
7
8
9
10
11
12
6
7
8
9
10
11
12
6
7
8
9
10
11
12
Часы
суток
С
1,73
—
—
—
—
—
—
1,73
—
—
—
1,2
—.
—
•—
—.
—
—
0,73
.—
—
—
—
С
Длина горизонтальной проекции
СВ
Б
Б
1,08
0,53
0,23
—.
—
Б
Б
1,08
0,53
0,23
—
—
Б
Б
0,97
0,47
0,13
.
—
Б
Б
0,93
0,33
.
—¦
сз
Страны света для 6—12
В
Б
Б
1,65
1
0,58
0,28
—
Б
Б
1,65
1
0,58
0,28
—
Б
Б
1,89
1,12
0,65
0,31
•—
Б
Б
1,96
1,2
0,73
0,32
—
3
Страны света
юв
Б
Б
1,58
1,07
0,75
0,38
0,22
Б
Б
1,58
1,07
0,75
0,38
0,22
Б
Б
1,61
1,16
0,91
0,65
0,43
Б
Б
1,87
1,37
1,08
0,84
0,6
ЮЗ
навеса в м
ч
Ю
—
0,16
0,23
0,27
0,27
0,23
—
0,16
0,23
0,27
0,27
0,23
0,18
0,43
0,54
0,58
0,61
0,63
0,36
0,65
0,75
0,84
0,84
0,84
Ю
для 13—18 ч
ЮЗ
—
¦—
—
—
0,22
—
—
0,22
—
—
—
0,22
0,43
—
—
—
0,32
0,6
ЮВ
Часы суток
18
17
16
15
14
13
12
18
17
16
15
14
13
12
18
17
16
15
14
13
12
18
17
16
15
14
13
12
Часы
суток
Примечания: 1. Часы суток указаны по солне!ному времени.
2. Буква Б обозначает необходимость устроЛства навеса с горизонтальной
проекцией более
Обеспечение полного затенения в течение всех солнечных часов дня
не обязательно. Достаточно ограничиться часами, соответствующими
наибольшему поступлению тепла.
Для участков остекления, затененных навесами, расчет поступлений
тепла следует производить по формуле C.12), принимая величину qT =
= 0,2 qc ккал/м2-ч для часов, в которые данный фасад освещен
солнцем.
Пример 3.3. Определить количество тепла, поступающее через одинарное сплош-
сплошное витринное окно площадью 10 м2 с толщиной стекла 10 мм в юго-западной стене
здания, которое ,рааположено в промышленном районе для 40° с. ш. Искусственное
затенение отсутствует. Максимальные избытки тепла в помещении приходятся на 14 ч.
Расчетная температура наружного воздуха Зб,6°С, температура воздуха в помещении
20°С.
Решение. По табл. 3.5 определяем количество тепла qc в ккал1м2-ч: в 14 ч—380, в
13 ч — 290, среднее теплопоступление за 2 ч — 335.
По табл. 3.6 находим /гс =0,75, по табл. 3.7 &llC =0,91, по табл. 3.11 ?2 = 2,9 ккал/м2·
•ч-град.
2. По формуле C.11) определяем
Qc = [0,75-0,91-335+ 2,9 C6,6 — 20)] 10 = 2767 ккал/ч.
Пример 3.4. Определить количество тепла, поступающее через восточную стену из
стеклоблоков типа I (см. табл. 3.10) толщиной 100 мм и площадью 10 м2, для 18й
с. ш. п.ри чистой атмосфере. Максимальные избытки тепла в помещении приходятся
на ? ч утра. Расчетная температура наружного воздуха 35°С, температура возду-
воздуха в помещении 26,6°С.
Решение. 1. По табл. 3.5 находим
521+543
qc =^ = 532 ккал/м2.
По табл. 3.6 находим &с — 1» по табл. ЗЛО k\ c =0,65, по табл. 3.11 k2 =
= 1,52 ккал/м2 · ч ¦ град.
2. По формуле C,11) определяем
Qc =[1·0,65·532+ 1,52 C5 — 26,6)] 10 = 3590 ккал/ч.
4. ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА ЗА СЧЕТ ИНФИЛЬТРАЦИИ
В ТЕПЛЫЙ ПЕРИОД ГОДА
В кондиционируемых помещениях, как правило, следует поддержи-
поддерживать избыточное давление по отношению к наружному воздуху и смеж-
смежным помещениям с тем, чтобы не допускать инфильтрации наружного
необработанного воздуха. Указания о количестве воздуха Ls, который
нужно вводить для создания в помещении избыточного давления, при-
приведено в главе 4. Если эти условия соблюдены, то дополнительной теп-
тепловой нагрузки от инфильтрации учитывать не следует.
Если по экономическим или эксплуатационным (наличие вреднос-
вредностей) соображениям количество воздуха, которое запроектировано вво-
вводить в помещения, меньше необходимого для воспрепятствования ин-
инфильтрации, то поступление тепла за счет инфильтрации в теплый пе-
период года учитывается по формуле
<?и = |0,8 l^L + 1Ду] (/н-/п) ккал/ч, C.13)
в том числе количество явного тепла равно:
<2„.я = [0,192 -у=- + 0,241Д ?] (*н - *п) ккал/ч, C.14)
где / и h— длина и высота окна в м;
vB— расчетная скорость ветра для теплого периода года, принимаемая по
СНиП П-А.6-62 «Строительная климатология и геофизика. Основные
положения проектирования»;
5ок — коэффициент сопротивления воздухопроницанию площади окна, рав-
равной 1 м2 (табл. 3.13);
/н и tH—теплосодержание в ккал/кг и температура наружного воздуха в
град по СНиП П-Г.7-62;
?? и *"п—теплосодержание в ккал/кг и температура воздуха в помещении
в град;
Ьлу—количество воздуха, поступающего в здание при открывании дверей,
в кг\ч (см. стр. 87—88).
79
Таблица 3 13
Коэффициенты сопротивления воздухопроницанию окон S0K
Тип окон и прокладок
Одинарное окно с уплотнением:
полушерстяным шнуром
губчатой резиной
пенополиуретаном
Двойное окно с уплотнением обоих притворов:
полушерстяным шнуром
губчатой резиной
пенополиуретаном
Коэффициент S
ок
1,05-10-2
1,69-10-2
2,04-10~2
2,22-10-2
3,36-10-2
4,75-10~2
5. ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА И ВЛАГИ ОТ ЛЮДЕЙ
Поступление тепла и влаги от людей зависит от состояния, в кото-
котором они находятся, физической нагрузки и температуры воздуха в по-
помещении. Средние данные о поступлениях тепла и влаги от взрослых
мужчин приведены в табл. 3.14. Взрослые женщины выделяют 85%, а
дети в среднем 75% от количеств тепла и влаги, поступающих от сред-
среднего взрослого мужчины.
Таблица 3 14
Количество тепла и влаги, выделяемые взрослыми мужчинами в зависимости
от температуры воздуха в помещении и физической нагрузки
Физическая нагрузка людей
Температура воздуха в помещении в °С
10
15
20
25
30
35
/. В покое
Тепло в ккал/ч:
явное
скрытое
полное
Влага в г/ч
2. При легкой работе
Тепло в ккал/ч:
явное
скрытое
полное
Влага в г/ч
3. При работе средней
тяжести
Тепло в ккал/ч:
явное
скрытое
полное
Влага в г/ч
4. При тяжелой работе
Тепло в ккал/ч:
явное
скрытое
полное
Влага в г/ч
120
20
140
30
130
25
155
40
140
45
185
70
170
80
250
135
100
25
125
40
105
30
135
55
115
65
180
ПО
140
ПО
250
185
75
25
100
40
85
45
130
75
90
85
175
140
ПО
140
250
240
50
30
80
50
55
70
125
115
60
ПО
170
185
80
170
250
295
35
45
80
75
35
90
125
150
35
135
170
230
45
205
250
355
10
70
80
115
5
120
125
200
5
165
170
280
10
240
250
415
В столовых выделение тепла от пищи составляет в среднем
7,5 ккал/ч явного и 7,5 ккал/ч скрытого тепла на одного человека.
80
6. ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА ОТ ИСКУССТВЕННОГО ОСВЕЩЕНИЯ
Поступление тепла от искусственного освещения в значительной
степени зависит от эффективности освещения, которая определяется
светоотдачей ламп, выраженной в люменах на 1 вт потребляемой мощ-
мощности (лм/вт). Обычные лампы накаливания мощностью 100 вт отдают
3 лм/вт у а мощностью 1500 вт — до 22 лм/вт. Эффективность обычных
люминесцентных ламп с холодным катодом составляет 31—46 лм/вт, а
с горячим катодом — 37—55 лм/вт.
Светоотдача открытых люминесцентных ламп в отличие от ламп
накаливания зависит от температуры и скорости движения окружаю-
окружающего воздуха (рис. 3.2). Эти же факторы влияют на продолжитель-
продолжительность службы ламп и их дросселей. Дроссели люминесцентных ламп
потребляют в среднем около 20% энергии, поэтому их рационально вы-
выносить из кондиционируемых помещений.
-iff -tO -5 0 +5 +10 + 15 + 20 +25 +30 +35
Температура окружающего Воздуха ? "С
Рис. 3.2. Влияние температуры и скорости движения воздуха ?? на
светоотдачу открытых люминесцентных ламп, расположенных в по-
потоке воздуха
Количество тепла, выделяющегося в кондиционируемое помещение,
следует определять по фактической или проектной мощности освеще-
освещения, а при отсутствии этих данных — путем умножения норм уровня
освещенности помещений, приведенных в санитарных нормах
СН 245—65 и СНиП, на удельные выделения тепла, приведенные в
табл. 3.15 с введением поправочного коэффициента 2,75, если освеще-
освещение производится лампами накаливания.
Таблица 3.15
Удельные выделения тепла от люминесцентных ламп
Тип светильника
Прямого света
Преимущественно прямо-
прямого света
Диффузного рассеянного
света
Преимущественно отра-
отраженного света ....
Отраженного света . . .
Распределение
светового потока
в%
вверх
0—10
10-40
40—60
60—90
90—100
вниз
90—100
60—90
40—60
10—40
0—10
Средние удельные выделения ккал^ч-м* на 1 лк
для помещений площадью в м*
>200
от 50 до 200
<50
при высоте помещения в м
>4,2
0,058
0,071
0,081
0,121
0,125
<4,2
0,048
0,061
0,066
0,093
0,093
>3,6
0,063
0,075
0,088
0,131
0,133
<3,6
0,05
0,063
0,068
0,098
0,1
>3,6
0,088
0,105
0,143
0,2
0,227
<3.6
0,066
0,078
0,1
0,143
0,156
6 Зак. 665
Средние удельные количества тепла, выделяемого различными лю-
люминесцентными лампами (см. табл. 3.15), даны для помещений, имею-
имеющих потолки и стены с отражательной способностью соответственно
75 и 50%. При снижении
отражательной способно-
способности потолков с 75 до 50%
и стен с 50 до 10%, что
может наблюдаться в за-
загрязненных помещениях,
удельные расходы тепла
для светильников прямого
света увеличиваются при-
приблизительно на 15%, а
для светильников рассе-
рассеянного света—на 45%
Для ориентировочных
расчетов количества теп-
тепла, поступающего от элек-
электрического освещения,
Рис. 3.3. График для ориентировочных расчетов ко можно пользоваться так-
также рис. 3.3.
Следует считать, что
100% энергии, затрачи-
затрачиваемой на освещение, пе-
переходит в тепло, являющееся нагрузкой для системы кондициониро-
кондиционирования воздуха, несмотря на то, что часть лучистой энергии может ухо-
уходить за пределы здания через остекление и конструкции здания, нагре-
ю
20 30 40
Выделение тепла ? ннол/м?
50
личеств тепла, поступающего от электрического ос-
освещения
/ — люминесцентные светильники, 2 — светильники с лампа
ми накаливания
Таблица 3 16
Обычное распределение энергии, выделяемой
электрическими лампами
ваемые лучистым теплом. В
тех случаях, когда освети-
осветительная арматура и лампы
находятся вне пределов кон-
кондиционируемого помещения
(на чердаке, за остекленной
стеной и др.), количество
тепла, вносимого в помеще-
помещения, определяется суммой
видимой и невидимой радиа-
радиации, приведенной в табл
3.16.
Тепло, выделяемое лю-
люминесцентными светильни-
светильниками, которые устанавлива-
устанавливаются в чистых помещениях
(непыльных), выгодно уда-
удалять с помощью местных от-
отсосов, проектируемых из
расчета 70 мг воздуха в 1 ч
на 1 кет установочной мощ-
мощности светильников. При этом от них отводится около 40% выделяюще-
выделяющегося тепла, а удаляемый воздух нагревается на 17°. Летом этот воздух
следует выбрасывать наружу, а зимой — направлять на рециркуляцию
7. ПОСТУПЛЕНИЯ ТЕПЛА ОТ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ
И МЕХАНИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Механическое оборудование в большинстве случаев приводится в
действие электродвигателями, при этом оборудование и двигатель
могут находиться в одном или в разных помещениях, а расходуемая
8%
Вид энергии
Видимая радиация (свет)
Невидимая радиация ....
Всего излучается . .
Тепло, отдаваемое конвек-
конвекцией и теплопроводностью
Итого
Распределение
энергии в %
люмине-
люминесцентная
лампа
мощностью
40 вт
16,5
37,5
54
46
100
лампа
накали-
накаливания
мощностью
100—1000 вт
12
73,8
85,8
14,2
100
энергия может полностью переходить в тепло (ткацкие станки, кру-
крутильные машины и др.) в данном помещении или частично расходо-
расходоваться на нагревание обрабатываемого продукта или перекачиваемой
жидкости (насосы) и удаляться с ними из помещения. Поэтому часто
тепловыделения приходится определять отдельно для электродвигате-
электродвигателей и приводимого ими в движение оборудования.
Тепловыделения от электродвигателей определяются по формуле
Qt = 860ЛуКзагКод 1~?? = 860Ny КСП A — %) ккал/ч, C.15)
TiX
где Nv—установочная или номинальная мощность электродвигателя в кет;
К3аг=МОб/Пу—коэффициент загрузки электродвигателя, представляющий отношение
средней мощности ?06> передаваемой оборудованию в течение рас-
расчетного часа, к установочной или номинальной мощности двига-
двигателя Ny',
Код, — коэффициент одновременности работы электродвигателей, явля-
являющийся отношением действительного времени (в долях часа) работы
каждого электродвигателя, части или всех электродвигателей к рас-
расчетному часу (например, если электродвигатель мощностью 10 кет
работает в течение расчетного часа 0,5 ч, а электродвигатель мощ-
мощностью 20 кет — 0,25 ч, то общий коэффициент одновременности
равен: к 10-0,5+ 20-0,25
Ц\=Кп ?—коэффициент полезного действия электродвигателя при данной
загрузке;
К К
Ксп = ———— — коэффициент спроса на электроэнергию;
??
Кп—поправочный коэффициент, учитывающий полноту загрузки двигате-
двигателя, при Кзаг^ 0,8 принимается Кп=1, при л3аг <0,8 величина
Кп определяется по каталожным данным, а при их отсутствии при-
принимается в соответствии со следующими данными.
Кзаг 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3
Кп 0,99 0,98 0,97 0,95 0,91
? — коэффициент полезного действия электродвигателя при полной загруз-
загрузке, определяемый по каталожным данным, а при их отсутствии прини-
принимается в соответствии со следующими данными.
?? <0,5 0,5—5 5—10 10—28 28—50 >50
/| 0,75 0,84 0,85 0,88 0,9 0,92
Формула C.15) учитывает поступление тепла в помещение от элек-
электродвигателей, которые не имеют принудительного охлаждения, отво-
отводящего тепло за пределы помещения, и пригодна для учета тепла, ко-
которое поступает от насосов и вентиляторов, приводимых электродви-
электродвигателями, если механическая энергия, передаваемая воде или воздуху,
отводится с ними из пределов помещения.
Тепловыделения от мотор-генераторов складываются из потерь
энергии в электродвигателях и генераторах
Qa = 860Ny /Сзаг Код 1~%?2 = 860Ny\Kcn A — ???*) ккал/ч, C.16)
"?? la
где ?2 —к ? д. генератора при данной загрузке
Тепловыделения от оборудования, приводимого в движение элект-
электродвигателями, определяются по формуле
Q8 = 860 Ny Кзаг Код Кт = 860 Ny Ксп Кт ъ ккал/ч, C.17)
где Кт—коэффициент перехода тепла в помещение, учитывающий часть тепла, ко-
которая может быть унесена эмульсией, водой или воздухом, уходящим из
помещения.
6* Зек 665 83
При отсутствии технологических данных рекомендуется считать ве-
величину ?? равной: для ткацких станков, крутильных и перемоточных
машин — 1; для металлорежущих станков по полному теплу — 1; для
вентиляторов — 0,1; для насосов — 0.
При определении количества тепла, поступающего от металлорежу-
металлорежущих станков, режущий инструмент которых охлаждается эмульсией,
следует учитывать, что на испарение влаги из эмульсии расходуется
88Ny в ккал/ч, поступающих в помещение в виде скрытого тепла.
Общие тепловыделения от электродвигателей и оборудования, уста-
установленных в одном и том же помещении, определяются по формуле
?4 = 8607VyiC3ar^(V-1 +
тал/ч,
C.18)
где
/Сод —
8. ПРОЧИЕ ПРОИЗВОДСТВЕННЫЕ ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЯ
Тепловыделения от нагретого производственного оборудования и
материалов должны учитываться по соответствующим технологическим
тепловым балансам. Оценка тепловыделений путем расчета теплопере-
теплопередачи через стенку в большинстве случаев преуменьшает действитель-
действительные нагрузки, так как производится без учета прорыва газа, пара и
других технологических факторов.
Следует обязательно учитывать передачу тепла через укрытия, зон-
зонты, воздуховоды, трубопроводы по формуле
Qy = /Су F (tcp — *п) ккал/ч, (Я. 19)
я тякже теплоотдачу от нагретых поверхностей
QH = *от F (tnm — Q ккал/ч. C.20)
Здесь
Ку — коэффициент теплопередачи конструкции в ккал1м2-ч-град,
F — теплопередающая или теплоотдающая поверхность в м2,
и ^пов — температура соответственно среды, помещения и поверхности в
град;
аот — коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности в
ккал/м2 ¦ ч · град, равный
для поверхности нагретой воды
аот =4,9 + 3,5 ?, C.21)
для воздуховодов, укрытий и зонтов
аот = 10 V о ;
? — скорость движения воздуха в м/сек
C.22)
Таблица 3 17
Количество тепла и влаги, выделяющееся
при сжигании 1 кг горючих веществ
Горючее вещество
Ацетилен
Бензин
Водород
Водяной генераторный газ
Светильный газ
?
Выделение при
полном сгора-
сгорании 1 кг
горючего
вещества
ккал/кг
11400
10 200
28 700
2800
4 200
влаги
в кг/кг
0,7
1,4
9
0,61
1,31
Тепло- и влаговыделения от
химических реакций следует при-
принимать по технологическим дан-
данным. Тепло- и влаговыделения
для наиболее часто встречающих-
встречающихся экзотермических реакций, свя-
связанных со сжиганием горючих ве-
веществ в помещении, определяют-
определяются по данным табл. 3.17.
При адиабатическом испаре-
испарении влаги с мокрых поверхностей
происходит отнятие явного тепла
от воздуха помещения в количе-
количестве 595—0,54 tn в ккал на 1 кг
испарившейся влаги, а при адиа-
батическом поглощении влаги гигроскопическими материалами такое
же количество явного тепла на 1 кг поглощенной влаги выделяется в
помещение.
9. МЕРЫ ПО УМЕНЬШЕНИЮ ПОСТУПЛЕНИЙ ТЕПЛА
В ПОМЕЩЕНИЯ
В большинстве случаев избытки тепла в помещении в летнее время
определяют производительность систем кондиционирования воздуха, а
следовательно, затраты на их сооружение и эксплуатацию. Для умень-
уменьшения производственных тепловыделений следует применять изоляцию
аппаратуры и коммуникаций, выделяющих тепло, удалять транзитные
Таблица 3.1S
Снижение температуры кровли
при различных способах защиты
коммуникации за пределы конди-
кондиционируемых помещений, приме-
применять охлаждаемые водой и возду-
воздухом рубашки и экраны для обо-
оборудования, предусматривать зам-
замкнутое воздушное охлаждение
электродвигателей и принимать
другие меры, вытекающие из кон-
конкретных условий.
Для уменьшения поступлений
тепла через внешние и внутрен-
внутренние ограждения последние следу-
следует тщательно изолировать и по
возможности делать более мас-
массивными. Летом целесообразно
применять охлаждение и переох-
переохлаждение помещений и чердаков
над ними ночным холодным воз-
воздухом. Хороший эффект дает при-
применение изоляции чердачных по-
помещений с помощью алюминие-
алюминиевой фольги, отражающей тепло-
тепловые лучи.
Существенное снижение поступлений тепла через кровлю дает за-
защита ее водой, что следует из табл. 3.2 и табл. 3.18, составленной по
данным, которые получены аспирантом Ню-Ши-Жу на эксперимен-
экспериментальной установке в Крыму.
Способ защиты кровли
от перегрева
Побелка
Устройство экранов . .
Слой воды j ?^. толщиной
50—70 мм
Распыление воды с интен-
интенсивностью 30 ?/??·4 .
Прерывистое j, распыление
воды с интенсивностью
15—3 л/м*-ч
Слой опилок толщиной
50 мм, смоченных во-
водой с интенсивностью
10 л/м2· сутки ....
Снижение темпе-
температуры кровли
в град по отно-
отношению к темпе-
температуре
средне-
суточ-
суточной
6
6—7
10—15
9
9
9
во время
облуче-
облучения
10—20
20—30
15—20
20—30
20—30
20—30
Глава 4
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
ОДНОКАНАЛЬНЫХ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ
Во время движения воздуха по каналам происходят попутные утеч-
утечки его через неплотности на участках, где давление воздуха выше
атмосферного и подсосы на участках с давлением ниже атмосферного.
Поэтому различают полезную и полную воздухопроизводитель-
ности систем кондиционирования воздуха (СКВ). Полезной называет-
называется воздухопроизводительность, используемая в кондиционируемых по-
помещениях, полной — производительность вентилятора кондиционера,
принятая с поправкой на утечки воздуха
Полная производительность определяется по формуле
Ln = kmTL м*Щ, D.1)
где &пот — коэффициент, учитывающий величину попутных потерь воздуха в кана-
каналах
На основании данных наладки и эксплуатации СКВ значение коэф-
коэффициента knoT рекомендуется принимать: при установке кондиционера
вне обслуживаемого помещения и при стальных, пластмассовых или
асбоцементных воздуховодах длиной до 50 м — 1,1; при установке
кондиционера вне обслуживаемого помещения и при воздуховодах дли-
длиной свыше 50 ж — 1,15; при установке кондиционера внутри обслужи-
обслуживаемого помещения — 1.
Ввиду сравнительно высокой себестоимости кондиционированного
воздуха для его транспортирования не должны применяться каналы,
выполненные из воздухопроницаемых материалов (гипсолитовых, пено-
бетонных и шлакобетонных плит, внутристенные каналы в кирпичных
стенах, подшивные потолки по сетке Рабитца и ? ? )
Полезная производительность СКВ обычно определяется исходя из
условия ассимиляции избытков явного тепла по формуле
Q D.2)
0,24 ? ? tp
где ? — удельный вес воздуха в кг/м3;
А /р— рабочая разность температур воздуха в рабочей или обслуживаемой зо-
зоне tn и подаваемого воздуха t0 в град,
Atp = tn — t9 град. D.3)
Величина этой разности ограничивается заданными параметрами
воздуха помещения (температурой и влажностью) и должна прини-
приниматься максимально большой, ибо от нее зависят размеры кондицио-
кондиционеров, каналов и электродвигателей вентиляторов и насосов, т. е. в ко-
конечном счете — величины единовременных и эксплуатационных затрат
Вместе с тем величина ?^? должна удовлетворять санитарно-гигиениче-
санитарно-гигиеническим требованиям и поэтому ее необходимо рассчитывать, принимая
во внимание способ распределения приточного воздуха, конструкцию
воздухораспределительного устройства и расстояние от него до рабо-
рабочей или обслуживаемой зон1.
В помещениях с неравномерной тепловой нагрузкой по объему и
большой высотой (зрительные залы, аудитории, радиостудии, некото-
некоторые производственные помещения) наряду с рабочей разностью темпе-
температур ??? необходимо производить расчет, принимая полную рабочую
разность температур
?/?.?= ^п у — ^о град, D.4)
гДе 'п.у — температура воздуха в зоне помещения, из которой производится уда
ление воздуха, при этом tn y может 1быть меньше или больше темпера-
температуры в обслуживаемой или рабочей зоне
Отношение
n-^f-. D-5)
1 См. главу 11
называемое коэффициентом неравномерности температур по высоте,
определяется при расчетах распределения воздуха в зависимости от
взаимного расположения приточных и вытяжных отверстий или по
опытным данным. При отсутствии опытных данных для помещений
высотой более 4 м при подаче воздуха в среднюю или нижнюю зону и
удалении из верхней зоны можно принимать
я = 1 + 0,2
Я —2
D.6)
Если температуры воздуха, удаляемого из обслуживаемой и верх-
верхней зон, различны и известен объем воздуха, удаляемого из обслужи-
обслуживаемой зоны Ln в мд/ч, то полезная производительность СКВ подсчи-
тывается по уравнению
L = L 1--
0,24 ? ? tp ?
D.7)
Если температуры воздуха, удаляемого из обслуживаемой и верх-
верхней зон, различны и известен объем воздуха, удаляемого из верхней
ЗОНЫ ?п.у В MZJ4, ТО
= Uy[l-n]
0,24 ? ?
М3/Ч.
D.8)
На холодный период года полезная производительность СКВ может
быть сокращена в соответствии с уменьшением избытков явного тепла
и изменением рабочей разности температур. Сокращенная производи-
производительность СКВ не должна быть меньше необходимой для обеспечения
равномерности температуры и влажности воздуха в обслуживаемых
зонах, что проверяется соответствующим расчетом воздухораспреде-
ления.
Во всех случаях полезная воздухопроизводительность СКВ не дол-
должна быть меньше производительности: 1) необходимой для удаления
выделяющихся в помещении вредных газов, паров или пыли; 2) необ-
необходимой для создания подпора в помещении и компенсации воздуха,
удаляемого местными отсосами и системами пневматического тран-
транспорта.
Расход воздуха, который необходим для создания повышенного
давления в помещении, препятствующего прониканию воздуха снаружи
или из соседних помещений, равен сумме расходов воздуха через не-
неплотности ограждений, дверей (табл. 4.1), окон и других проемов.
Таблица 4.1
Ориентировочное количество воздуха в м9/ч, которое следует вводить в помещение
на каждого человека, проходящего через дверь, для создания повышенного давления
в помещении
Количество людей,
проходящих через двери
в 1 ч
До 100
От 100 до 700
» 700 » 1400
» 1400 » 2100
Обычная дверь
одна
3
3
3
2,75
более
одной
4,75
4,75
4,75
4
Дверь с
одна
2,5
2,5
2,25
2,25
тамбуром
более
ОДНОЙ
3,5
3,5
3,5
3,25
Вращающаяся дверь
одна
0,8
0,7
0,5
0,3
более
одной
1
0,9
0,6
0,3
87
Ориентировочные количества воздуха в объемах помещения в 1 ч,
необходимые для создания повышенного давления в помещении, сле-
следующие:
помещение без окон и наружных дверей 0,5—0,751/*
помещение с окнами:
на одну сторону 1 »
» две стороны 1,5 »
» три и четыре стороны 2 »
вестибюль 2—3 »
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ДВУХКАНАЛЬНЫХ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Двухканальные системы по принципу своей работы напоминают
теплообменник, снабженный спаренными фасадным и обводным кла-
клапанами. Для такого аппарата независимо от положения клапанов сум-
суммарный расход воздуха через теплообменник и клапаны всегда должен
быть постоянным. Точно так же количество воздуха, которое подается в
каждое помещение или группу помещений, обслуживаемых одним смеси-
смесителем, в течение всего года должно быть постоянно, независимо от по-
положения смесительного клапана.
Расчетное количество вводимого воздуха находится по одной из сле-
следующих формул, характеризующих:
количество холодного воздуха при расчетных условиях для тепло-
теплого периода года, предполагая, что горячий воздух в помещение совер-
совершенно не поступает
^- M*j4; D.9)
количество горячего воздуха при расчетных условиях для холодного
периода года, предполагая, что холодный воздух в помещение совер-
совершенно не поступает
^ЦD.10)
0,24 Y* (/*-/*)
количество наружного воздуха, необходимое по санитарным нор-
нормам, или для компенсации воздуха, удаляемого местными отсосами
^ м*{ч. D.11)
1н/ ^ м{ч.
К
Здесь L^i и L^— максимальные количества холодного и горячего воздуха, требу-
требующиеся соответственно при расчетных условиях для теплого и
холодного периодов года, в м3/ч;
LH {— количество обработанного наружного воздуха, подаваемого в
помещение, в м3/ч,
@я / и Ql i — максимальные тепловые нагрузки в помещениях для расчетных
условий соответственно теплого и холодного периодов года в
ккал/ч;
^вент — количество наружного воздуха, вводимого в помещение для
вентиляционных целей, в м3]ч,
? L"
«н ^ ', — относительное количество наружного воздуха, принятое для
^общ
системы в целом;
?н—количество наружного воздуха, подаваемого системой, в мЦч\
^общ—общее количество воздуха, перемещаемого вентиляторам кон-
кондиционера, в м3/ч,
88
tx и ^--температуры холодного и горячего воздуха при расчетных усло-
условиях соответственно для теплого и холодного периодов года
в град,
*п и 'п — температура воздуха в помещении при расчетных условиях со-
соответственно для теплого и холодного периодов года в град
?? и ??—удельный вес холодного и горячего воздуха соответственно в
теплый и холодный периоды в кг]мг.
Для подачи воздуха в помещения или группу помещений прини-
принимается большее из полученных по приведенным формулам количеств
воздуха.
Общее полезное количество воздуха, подаваемого вентилятором
кондиционера, определяется как арифметическая сумма больших коли-
количеств для помещений
10бщ = 2 L* м*'4' DЛ2)
1=1
Это общее количество воздуха в течение всего года должно быть
неизменным и равным сумме количеств холодного и горячего воздуха,
перемещаемых по соответствующим каналам
Lo6ui = Lx-rLr м*/ч. (А.Щ
Каждый из параллельных каналов двухканальной системы по отно-
отношению к другому каналу является как бы обводным. Поэтому количе-
количество холода, вносимого холодным воздухом при расчетных условиях
для теплого периода года, должно быть всегда достаточно для того,
чтобы ассимилировать теплоизыбтки в помещениях, а также тепло, по-
поступающее с горячим воздухом по соответствующему каналу. Точно
так же количество тепла, вносимого горячим воздухом при рас-
расчетных условиях для холодного периода года, должно быть всегда до-
достаточно для того, чтобы покрыть дефицит в помещении, а также по-
подогреть холодный воздух, поступающий по соответствующему каналу.
Математически эти положения выражаются следующими уравне-
уравнениями тепловых балансов для расчетных условий периода года:
теплого
f Й/ + 0,24 ?? Lr,(? — © = 0,24 ?? LH, # - © ккал/ч; D.14)
/=?
холодного
2 ? /i+ 0,24 ?* U t Й - ?) = 0,24 ?* ??, (f J - /?) ккал/ч. D.15)
/=?
Здесь t" и t^— температуры соответственно горячего воздуха в теплый период года и
холодного воздуха в холодный период года в град.
Температуры воздуха принимаются:
*х—по расчету ассимиляции теплоизбытков и влаги в самом неблаго-
неблагоприятном помещении (обычно 10—13°С),
?? — такая же, как в теплый период года или в целях экономии тепла не-
несколько большая A3—il7°C),
^р — по расчету на покрытие дефицита тепла в самом неблагоприятном
помещении (но не выше 70°С),
/J — выше самой высокой температуры в обслуживаемых помещениях
на 3°.
Количества воздуха, перемещаемого по каналам при расчетных ус-
условиях для теплого периода года, вычисляются путем совместного
Таблица 4.2
Соотношение сечений каналов горячего
и холодного воздуха
решения уравнений D.13) и D.14). Полученное количество холодного,
воздуха является расчетным для канала холодного воздуха и воздухо-
воздухоохладителя.
Количества холодного и горячего воздуха, перемещаемые по соот-
соответствующим каналам при расчетных условиях для холодного периода
года, определяются путем совместного решения уравнений D.13) и
D.15). Полученное количество горячего воздуха является расчетным
для воздухоподогревателя. Однако в большинстве практически встре-
встречающихся случаев это количество
не может быть использовано для
расчета канала горячего воздуха,
так как нередко количество по-
получается большим для летнего
или переходного периодов, т. е.
при малых отопительных нагруз-
нагрузках. Поэтому во избежание тру-
трудоемких расчетов в практике се-
сечения каналов горячего воздуха
принимаются в долях от сечений
сходственных каналов холодного
воздуха (табл. 4.2).
На общее полезное количество
воздуха для двухканальных си-
систем низкого давления вводятся
те же поправочные коэффициенты на утечки, что и для одноканальных си-
систем низкого давления. Для двух- и одноканальных систем среднего и
высокого давлений эти коэффициенты не вводятся, так как каналы для
них выполняются сварными из листовой стали или даже из труб.
3. РАСЧЕТ КОЛИЧЕСТВА НАРУЖНОГО ВОЗДУХА
Количество наружного воздуха, обрабатываемого в кондиционерах
и вводимого системой кондиционирования воздуха (СКВ) в помеще-
помещение, оказывает большое влияние на расходы тепла и дорогостоящего
холода. Поэтому необходимо стремиться к всемерному уменьшению ко-
количества обрабатываемого наружного воздуха. Минимальное полезное
количество наружного воздуха не должно быть менее: 1) требуемого по
санитарным нормам подачи на одного человека (табл. 4.3 и 4.4, рис. 4.1);
2) необходимого для компенсации удаляемого воздуха (местными отсо-
отсосами, системами пневматического транспорта и вытяжной вентиляции),
а также для поддержания в помещениях избыточного давления (под-
(подпора).
Количество наружного воздуха в теплый и холодный периоды для
всех СКВ должно проверяться исходя из неплотности клапанов наруж-
наружного воздуха по формуле
гор общ
(от—до)
1—0,85
0,84—0,75
0,74 и менее
Значения отношения
fr ifx Для систем
не выпол-
выполняющих
отопи-
отопительные
функции
0,7
0,75
0,8
выполня-
выполняющих ото-
отопительные
функции
0,8
0,85
0,9
— *"п
100
м8/н,
D.16)
где як — удельная конструктивная неплотность клапанов, принимаемая для клапа-
клапанов обычного исполнения равной 10% от полного наибольшего количества
воздуха, проходящего через клапан.
Для систем, работающих с переменным количеством наружного воз-
воздуха (рис. 4.2) при его теплосодержаниях 1Н более высоких, чем тепло-
теплосодержание воздуха в помещении 1\ (например, при /?=^?>?), эко~
номически целесообразно принимать количество наружного воздуха
равным большему из количеств, вычисленных исходя из удовлетворения
требований санитарных норм, компенсации вытяжки или обеспечения
необходимого подпора;
90
Таблица
Количество наружного воздуха,
вводимого на одного человека
в помещения промышленных
и общественных зданий
43
Здания
Общественные:
при отсутствии куре-
курения
при незначительном
курении
в при значительном ку-
курении
при сильном курении
на одного ребенка в
в помещениях, заня-
занятых детьми до 12 лет
Промышленные:
при объеме помеще-
помещения на одного рабо-
работающего менее 20 м3
то же, от 20 до 40 м9
Промышленные, без окон
и фонарей
Общественные и промыш-
промышленные, для борьбы с
неприятными запахами
(см. рис. 4.1) ....
Количество
наружного
воздуха в Л3/ч
на одного
человека
25
35
50
75
15
Не менее 30
» » 20
» » 40
До 70
Таблица 44
Количество наружного воздуха,
рекомендуемое для некоторых
помещений
Помещения
Общие больничные палаты
Хирургические операцион-
операционные
Гостиничные номера . . .
Кухни в ресторанах . . .
Химические лаборатории
Механические »
Конторы
Количество
наружного
воздуха в л*/ч
подаваемое
-. я се
6
36
6
72
36
—
—
12
—
—
4
2
2 3 4 5 6 / ? 9 10
Объем помещения на одного человека б vJ
го
Рис. 4.1. Количество наружного воздуха,
необходимого для уменьшения интенсивно
сти запахов, связанных с пребыванием в
помещении людей
/ — ощутимый запах; 2 — умеренный запах; 3 —
сильный запах, 4 — очень сильный запах
Пример. Объем помещения составляет 5 л3 на
человека (точка А). В помещении допустим уме-
умеренный запах (индекс 2). Определить необходи-
необходимый расход наружною воздуха.
Решение. Проводим прямые А—В и Б—В, из
точки В проводим прямую В—Г и в точке Г нахо-
находим необходимый расход наружного воздуха, рав-
равный 30 мЗ/ч на одного человека.
Рис. 4.2. Оптимальные режимы рас-
расходования наружного воздуха
при теплосодержаниях наружного воздуха в пределах /s</H</i
(где /3 — теплосодержание воздуха, приготовленного в камере ороше-
орошения) следует подавать 100% наружного воздуха (например, при /н =
=/н);
при теплосодержаниях /?"» меньших, чем теплосодержание воздуха
после камеры орошения, количество наружного воздуха LH переменно
и определяется из условия получения смеси с рециркулируемым возду-
Ш
хом, которая имеет теплосодержание, равное теплосодержанию возду-
воздуха после камеры орошения /3 и определяемое по формуле
м*/ч,
D.17)
где LOp—количество воздуха, проходящее через камеру орошения, в м3/ч.
Пример 4.1. Задано /? =9,3 ккал/кг, /з=6,7 ккал\кг и [н ——7 ккал/кг.
Тогда
9,3 — 6,7
1 L 0 16 1
1н L°P 9,3-(-7) ~ 0> 16 1о
Работа СКВ в этот период с переменным количеством наружного
воздуха в смеси позволяет продолжительное время не прибегать к пер-
первому подогреву, т. е. производить экономию на эксплуатационных рас-
расходах.
Однако необходимо иметь в виду, что при некотором значении теп-
теплосодержания наружного воздуха
/Г = А ~- (А — /8) ккал/кг, D.18)
объем наружного воздуха, найденный по формуле D.17), меньше
объема, требуемого по санитарным нормам или для компенсации вы-
вытяжки и создания необходимого подогрева. Это недопустимо и, следо-
следовательно, необходимо устройство первого подогрева воздуха для обес-
обеспечения подачи большего из минимальных расходов.
Для СКВ, работающих с переменным количеством наружного воз-
воздуха, и при применении калориферов для первого подогрева последние
целесообразно устанавливать после камеры смешивания наружного и
рециркуляционного воздуха для того, чтобы не нарушать аэродинами-
аэродинамической устойчивости системы. Это ограничивает расход наружного воз-
воздуха, так как при теплосодержании смеси /см<2,5 ккал1кг возможно
замерзание выпадающей из воздуха влаги. Для предупреждения этого
явления не следует вводить в смесь наружный воздух в количестве»
превышающем
Ln — Lc
м*/ч.
D.19)
б)
1007.
const
в)
const
Наружный
бозоух
Рис. 4.3. Обработка воздуха в системе, работающей с переменными расходами наруж-
наружного и рециркуляционного воздуха (схемы ? и б), и с постоянными расходами в си-
системе, работающей без второй рециркуляции (схемы аи в), при условии, когда коли-
количество наружного воздуха меньше вычисленного по формуле DЛ9)
LH — наружный воздух; ?рец — рециркуляционный воздух; К1 — калорифер первого подогрева
92
Схемы приготовления и подогрева воздуха по этому способу приве-
приведены на рис. 4.3, а и б. Здесь наружный воздух смешивается с рецир-
рециркуляционным, а смесь воздуха при теплосодержании /см подогревает-
подогревается в калориферах первого подогрева до теплосодержания /з, с которым
поступает в вентилятор и воздуховоды, где в свою очередь подогревает-
подогревается до /2 и входит в помещение.
Если для компенсации местной вытяжки и создания повышенного
давления в помещении количество наружного воздуха должно быть
больше найденного по формуле D.19), то 'необходимо принимать меры
для оттаивания льда (например, предусматривать обогрев пола и стен
смесительной камеры).
Для СКВ, работающих с постоянным количеством наружного возду-
воздуха, его следует определять по технико-экономическим расчетам, учиты-
учитывая продолжительность периодов, требующих охлаждения и нагрева
воздуха, средние теплосодержания наружного воздуха в эти периоды и
отпускные стоимости холода и тепла. Если отношение стоимости холо-
холода к стоимости тепла близко к 9 (среднее обычное соотношение), го
для систем кондиционирования комфортного назначения экономически
оправдан расход наружного воздуха, равный:
для средней полосы СССР (на основании расчетов для Москвы)
Lh = 0,3 -н 0,4 Lop м*/ч; D.20)
для южных районов СССР (на основании расчетов для г. Сочи)
LH = 0,2 ~ 0,3 LoP м*/ч. D.21)
Для работающих с постоянным количеством наружного воздуха
СКВ и при наличии первой и второй рециркуляции калориферы перво-
первого подогрева следует устанавливать в потоке наружного воздуха для
того, чтобы не нарушать аэродинамической устойчивости системы и
сократить размеры калориферов первого подогрева.
Во избежание намерзания льда на входных сепараторах камеры
орошения воздух, пропускаемый через калориферы, должен нагревать-
нагреваться до теплосодержания /к> 2,5 ккал!кг, т. е. расход наружного возду-
воздуха должен быть
?. D.22)
/?-2,5
рец
Открыт
const
Закрыт
LH-const
LOPU= const
?,.=const
Рис. 4.4. Обработка воздуха в системе, работающей с настоянным расходом на-
наружного воздуха при применении второй рециркуляции (схемы ? и б), и в си-
системе, работающей без применения второй рециркуляции (схемы айв), при
условии, когда количество наружного воздуха больше или равно вычисленному
по формуле D.19)
Условные обозначения см. в экапликации к рис. 4.8
При этом нагрев и приготовление воздуха ведутся, как показано на
рис. 4.4. Наружный воздух нагревается от теплосодержания /н до теп-
теплосодержания /к и смешивается в заданных соотношениях с рецирку-
рециркуляционным, имеющим теплосодержание 1\. Смесь воздуха приобретает
теплосодержание /з, увлажняется и поступает в вентилятор и воздухо-
воздуховоды, где нагревается до теплосодержания /2 и далее выходит в поме-
помещение.
При работе кондиционеров «а смеси с постоянным количеством на-
наружного и рециркуляционного воздуха и при отсутствии второй рецир-
рециркуляции следует производить нагрев воды после смешивания наружно-
наружного и рециркуляционного воздуха в тех случаях, когда количество на-
наружного воздуха меньше вычисленного по формуле D.22). Нагрев
наружного воздуха до смешивания с рециркуляционным следует про-
производить в тех случаях, когда его количество равно или больше вычис-
вычисленного по этой же формуле.
Борьба с выпадением конденсата при смек \вании наружного и ре-
рециркуляционного воздуха в ряде случаев мож*. г осуществляться и пу-
путем подогрева рециркуляционного воздуха в калорифере, установлен-
установленном до камеры смешивания. При этом одновременно калорифер хоро-
хорошо защищен от замерзания.
Полное количество наружного воздуха вычисляется по формуле
U. ? == ?пот Lh Ms/4 , D.23)
где &пот — коэффициент, принимаемый как и для формулы D.1).
Глава 5
ТЕПЛОВЛАЖНОСТНАЯ ОБРАБОТКА ВОЗДУХА
ВОДОЙ
1. РАСЧЕТ ФОРСУНОЧНЫХ КАМЕР
В проектной практике применяются несколько методов теплотехни-
теплотехнических расчетов форсуночных камер. В частности, широко известен и
вошел в ряд справочников и учебных пособий способ, разработанный в
1948 г. Б. В. Баркаловым.
В 1953—1960 гг. в НИИ санитарной техники были проведены об-
обширные экспериментальные лабораторные и промышленные исследова-
исследования большого числа форсуночных камер, получены более точные дан-
данные о тепло- и влагообмене в камерах и разработаны новые методы их
расчета. Один из этих методов, предложенный ?. ?. Каргшсом, изла-
излагается в настоящем разделе.
Отсутствие надежных способов вычисления или экспериментально-
экспериментального определения фактической поверхности контакта между воздухом и
каплями воды привело к необходимости оценки и расчета форсуноч-
форсуночных камер с помощью так называемых коэффициентов эффективности
теплообмена, которые характеризуют отношение реального теплообмена
к максимально возможному теплообмену в идеальной камере.
Для расчетов применяют коэффициенты эффективности полного
теплообмена:
политропических процессов
? = 1 - '"¦ ~ '"· к , E.1)
?? В. ?
94
«lit
ipr
111
S Ш
о о
03 CQ
со ю
00 О
о" —*
*-1 о
о" и
a
.- «о
55 О
X
00.
2 -
% ?/
С Я о
Ю О
и
03 оо
«3
><
I i
X
00
о
4
tq
|
llfli
И га
? ? ?
?
Ю
СО
«О
??·
IS
э «i о о
II Ъ I) -5
со оо
N 00
?
?
s ?
>»
X со
si
со
ill
95
Ю о «J
"?
Xo- X
о °. о
X
¦«ч
?
Х- л а
о" ~ о о
X
X
о
сЗ
_о
о S
X
S3
я -?
IIs
X о
·. "^ О
о ?? о о
?
о
II
» о
?
X
??
<о
о
0,33
X
00
с?
о
00
X
00 со
X о
<N о:
° S ° ^ ?
и ^ II ^л
><
X
X
X
с
Х« ? ?-
?? о л 03
о о о
«-U || ?-
? ?
оХ
03 со
X
X
5 ^
?|
X 'аз V
- о у.
г
X
о S
?
3"
т
я Я о
????»
§§
? ?
?, м
S3 О
» ь· ?
«? я ?
S О,
eg
изоэнтальпических процессов
= 1 —
— и
E.2)
С помощью коэффициентов эффективности полного теплообмена ?
в общем случае можно определять только один параметр конечного
состояния воздуха — его энтальпию /2. Между тем часто необходимо
вычисление второго параметра — конечной температуры воздуха по
сухому термометру tc2- Для этого дополнительно пользуются коэффи-
коэффициентом эффективности теплообмена
?' _ \
с2
'с, - '«
E.3)
Коэффициент Е' пригоден для оценки всех процессов обработки воз-
воздуха, включая изоэнтальпический (в этом случае tUt — tMl и ?' = 1 —
'с, - *м,
Совместное использование коэффициента Е' с коэффициентами,
характеризующими полный теплообмен, и уравнением теплового ба-
баланса позволяет выполнять любые расчеты, включая отыскание неиз-
неизвестных конечных или начальных параметров воздуха. Поэтому коэф-
коэффициент эффективности Е' может быть назван универсальным.
2. ФОРМУЛЫ ДЛЯ ВЫЧИСЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТОВ
ЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА Е,ЕА НЕ1
Результаты опытов НИИ санитарной техники, представленные в
виде зависимостей коэффициентов эффективности теплообмена от ве-
весовой скорости воздуха и коэффициентов орошения, приведены
в табл. 5.1.
Из табл. 5.1 видно, что формулы для коэффициента Е' двухрядных
камер с форсунками диаметром do = 5 мм практически не зависят от
характера осуществляемых процессов. Вследствие этого для всех про-
процессов в двухрядных камерах может быть принята единая формула
?' = 0,81 (??H'085 ?0'235, E.3а)
те В — коэффициент орошения, равный:
В =
W
E.4)
Таблица 52
Относительные величины коэффициентов
эффективности теплообмена для камер
с различной плотностью расположения
форсунок (при S=const)
Изменения коэффициентов эффективности теплообмена с увеличе-
увеличением глотности расположения форсунок приведены в табл. 5.2.
Данными табл. 5.2 сгетует
пользоваться в качестве попра-
поправочных множителей к формулам
табл. 5.1 при расчете камер с
плотностью расположения форсу-
форсунок более 13 шт/м2· ряд.
При расчете и подборе камер
заданной производительности по
воздуху выбирают число рядов
форсунок ?, плотность их распо-
расположения ? в поперечном сечении,
диаметр выпускного отверстия dQ
и давление воды перед форсунка-
форсунками Р. Для определения условий
Тип камеры
Однорядные . .
Двухрядные . ,
Относительная величина ко-
коэффициентов ?, ?' и ?
при плотности форсунок
в шт/мг-ряд
13
1
1
19,6
0,92
26
0,8
0,9
39
0,7
Зак 665
97
осуществления политропических процессов обработки воздуха (с повы-
повышением или понижением его энтальпии) и изотермических процессов
пользуются уравнениями E.1) и E.3), приведенными ниже уравнениями
полного ? и универсального ?' коэффициентов эффективности теплооб-
теплообмена, полученными на основании экспериментов
? = Л(иуу В1;
Bl\
н) ккал/кг.
увлажнения
E.1а)
E.36)
E.5)
воздуха
Ef = A
а также уравнением теплового баланса
/? — /г ~ 0,7 (tMl — /Мг) = В (/в. к — /Е
Для расчета процессов изоэнтальпического
применяют уравнение E.2) и уравнения вида
? а = A2(vy)r* В1'. E.6)
3. КОЭФФИЦИЕНТЫ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА
ДЛЯ ТИПОВЫХ ФОРСУНОЧНЫХ КАМЕР
Для выпускаемых заводами типовых двух- и трехрядных камер
(табл. 5.3) величины коэффициентов эффективности теплообмена, под-
подсчитанные по уравнениям табл. 5.1, приведены в табл. 5.4.
Таблица 53
Конструктивные характеристики типовых форсуночных камер
Номинальная
производи-
производительность ПО
воздуху
в тыс. мл/ч
10
B?
40
60
80
120
160
200
240
10
20
40
60
80
120
160
200
240
30
40
60
80
120
160
200
250
Высота и ширина
сечения для прохода
воздуха в мм
Площадь
поперечного
сечения в м2
Номинальная ве-
весовая скорость
воздуха в попе-
поперечном сечении
в кг/мг сек
Общее число
плотности ?
18
Камеры серии Ка, двухрядные длиной 1800 мм
1300x776
1300x1536
1800x2046
2577x2577
2577X3077
3952X3077
3952x4077
4952X4077
4952X4827
1
2
3,7
6,64
7,9
12,1
16,1
20,2
24
3,34
3,34
3,6
3
3,36
3,3
3,3
3,3
3,3
36
72
128
240
288
432
576
768
912
Камеры серии /Сд, трехрядные длиной 2425 мм
1300x776
1300x1536
1800x2046
2577X2577
2577X3077
3952x3077
3952x4077
4952x4077
4952x4827
1
2
3,7
6,64
7,9
12,1
16,1
20,2
24
3,34
3,34
3,6
3
3,36
3,3
3,3
3,3
3,3
54
108
192
360
432
648
864
1152
1368
Камеры серии КТ, двухрядные длиной 2425 мм*
2003x1665
2503x1665
2003x3405
2503x3405
4003x3405
5003x3405
4003x5155
5003x5155
3,34
4,17
6,81
8,52
13,65
17,05
20,8
25,8
3
3,2
2,94
3,14
2,94
3,14
108
144
234
312
468
624
3,2 1 720
3,24
960
форсунок при
з шт/м2 ряд
24
48
96
176
320
384
624
768
1024
1216
72
144
264
480
576
936
1152
1536
1824
144
192
312
416
624
832
963
1280
* В новой сери ? КГ отсутствуют камеры пооизводитетоиоиью 10 и 20 тьк
трехрядные камеры Форсуночные камеры серии КТ намечаются к выпуску в 19Т1
98
•е-
•?-
к
•?*
·&¦
I
I
s
S
1
0
X
?
§¦
я
m
о
?c
о
s
я
o>
я
P.
tq
У
Щ
К
ps
1
да
1 с*«
=o j
•
да
CO
„
О
о
о
с
ю
о
¦=}·
о
СО
о
с^
о
' к * ш
i-
и С го
s at я
Ь ? ?
га
к
§
Процессы обработк!
2 я >,
t— 00
о о
t— оо
оо
t-~00
оо
t— 00
о о
1> 00
оо
t— 00
оо
г— те
t·» oo
оо
?> оо
оо
Г- 00
оо
ю
о см
о оо
оо
Is- t~·
о о
t— «?
оо
t-00
ь- со
оо
—< СО
t— со
о о
юоо
СОЮ
о о
СП
о
"? |
о
к
ю со
СОЮ
?
tf
II
tq
?
>>
о
Изоантальпичес
ажнение
к
о
Одновременное
?
о
?
X
ение и осушен
ч
СООО
COCO
о о
СО 00
COCO
оо
СО 00
СО СО
оо
СООО
СОсо
оо
СООО
СОСО
оо
СО 00
СО СО
оо
СООО
coco
оо
СООО
coco
оо
СО 00
СО СО
оо
ю
00 СО
СОСО
о о
СО1П
оо
г- *#·
Ю to
оо
СО 00
ю ¦«*¦
оо
ю
см
о о
J |
| |
1 1
ч
а
о
S w я
аждение без из
лагосодержания,
ременное охлаж
влажнение с по
м энтальпии
>=; ? ю >> со
S 00
оо
ю
t-00
оо
ю
Г^ОО
оо
Soo
оо
ю
(^00
о о
С- 00
оо
1^-00
оо
¦- то
о о
ю
?— 00
оо
^^
t-00
оо
ю
Г-~ 00
о о
ю
*— оо
оо
ю
1—00
оо
ю
ОЭ00
оо
СП1Л
СО t-
оо
ю
со t—
оо
ю
СООО
СОСО
оо
со
, ,»,„
ы °
я в
О <U
1
05 *=г I
со ?— ?
0*0* j
СО С—
оо
О) ч*1
СО t—
оо
СО t—
оо
COI>-
оо
СО t-
о о
о>-р
СО ?-
?? о
со t·»
оо
со·—
оо
ооо
СО t—
о о
ю
t^ t—
coco
оо
г— ·<*<
COCO
оо
coco
оо
ю ю
сою
оо
I 1
? |
1 1
ч
т
ю
о
UJftJ
О ? ?
Sgfr
- ? О
S « ??
s * о
Одновременное
ение и увлажнен
ышением энталы
врмическое увла
дновременный г
увлажнение
ffl f- О S
1
7* Зак 665
•i
я
I
о
я
к
ft
я
•?-
СО
9
я
я
Я
?
(И
о.
S
Я
чен
X
со
•
00 ' D
—?? ?
S
¦
|
со
*
_
?
о
00
о
о
to
о
о
о
со
о
<м
о
, ? ?
Hill»
? и га
я а я <и я
•?·
сп
циен
эффек
ности
лообм
юцессы обработки воздуха
?
obx
о.
со см
СП СП
о" о"
СО
СП СП
оо
СО СП
сп оо
оо
СО СП
СП 00
оо
ю
со со
?- оо
оо
СОЮ
СП 00
оо
«¦*
сп оо
о о
— см
СП 00
о о
СП СП
оо г-~
о о
СО Г--
00 Г-~
о о
ЭО С-~
о о
0L
о
,76
о
о
1
ч
ю м
о
Ец
II
Лзоэнтальпическое ув-
жнение
СО
СМЮ
спел
о о
СМЮ
спел
о о
<м ю
спел
о о
спел
о о
<м ю
СП СП
о о
см ю
спел
оо
см
СП СП
о о
ю
с--- сп
оо оо
о о
ю
¦<# СО
оо оо
о о
ю ю
— см
оо оо
оо
ю
00 СП
о о
ю
со
' '
tqtu
Одновременное охлаж-
ние и осушение, ох-
ждение без изменения
О) <Я
f
00 СП
о о
СО СП
оооо
оо
(? 00
00 00
оо
ю
¦—^ чО
ОО 00
оо
????
t^- 00
о о
ю ю
с^ со
г-- оо
оо
ю
с~~ оо
о о
¦* СП
о о
CM t^
оо
»л
г— г^
о о
00 СО
со t-~
о о
1
1
I 1
-
Си
i
агосодержания, одно-
еменное охлаждение и
лажнение с понижени-
Ч UB)
энтальпии
си
ю
00 СП
оо
ю
00 СП
оо
ю
00 СП
оо
ю
00 Ci
оо
??
оо ?>
оо
ю
00 СП
о о
ю ю
СО О
оосп
оо
СО
ООСП
о о
¦"*· СП
00 ОС
оо
Ю iO
СМ ?-
??? оо
о"о
ю ю
— со
оо оо
о о
ю
оооо
оо
00 СО
-^00
о* о*
LO Ю
СО —
f— 00
о о
1
1
1
ю
со
! '
Однсвременное охлаж-
ние и увлажнение с по-
шением энтальпии, пзо-
П CQ
со
г
4t
?
D СП
00 00
о о
ю
ОООО
о о
1^-00
00 30
оо
со t^
оооо
оо
Ю СО
СО 00
о о
ю
оооо
о о
ю со
00 00
о о
"Г СМ
оооо
оо
со —·
00 00
оо
СМ СП
оо
ос
00 t-
о"о"
....
1
о
' ' '
эмическсе увлажнение,
новременный подогрев
увлажнение
н о к
Охлаждение и осуше-
J2
—
_
<м
ю
о —
_.
о —
—
о —
—
о —
—
СП —
о
ю
СП —
о
СП—?
о
оо —
о
I 1
? ?
1
I !
I 1
1
?
ее
о
е в двух двухрядных
мерах, соединенных
жду собой по противо-
чной схеме
Я СЗ ? о
Я W S н
1.00
При весовой скорости воздуха ??<3 кг/м2-сек на величины коэффи-
коэффициентов эффективности необходимо вводить поправочные множители,.
указанные в табл. 5.5.
Поправочные множители к данным табл. 5.4.
Таблица 55
? у, кг/м2
Поправеть
табл 5
¦сек .
<ый
.4
множитель к данным
0
2
,925
2
0,
2
93
2
о,
4
94
2
0,
,6
95
2.8
0,955
4. ВИДЫ РАСЧЕТОВ ФОРСУНОЧНЫХ КАМЕР
Обычно расчеты камер производят при сочетаниях известных и
искомых величин, указанных в табл. 5.6.
Таблица 56
Виды расчетов форсуночных камер
Тип
расчета
1
II
Известные величины
Начальное состояние воздуха: tc , ?? ,
конечное состояние воздуха · /_ , /_. ,
h, d2;
универсальный коэффициент эффективно-
эффективности теплообмена Е';
конструктивные характеристики камеры:
г, п, d0;
количество воздуха G
Начальное состояние воздуха" /с , tM ,
h, dy_;
количество воздуха и воды: G, W,
W
начальная температура воды ???;
конструктивные характеристики камеры:
z, n, d0
Искомые величины
Коэффициент эффективности полного;
теплообмена Е]
начальная и конечная температуры
воды /в н и tBK;
коэффициент орошения В;
количество воды W
Коэффициенты эффективности теплооб-
теплообмена ? и Е';
конечное состояние воздуха: tc , tM ,
конечная температура воды /в к
Расчеты 1 типа, как правило, встречаются при проектировании,
расчеты II типа — при наладке и эксплуатации систем кондициониро-
кондиционирования воздуха.
Число искомых величин обычно не превышает числа имеющихся
уравнений. При изоэнтальпических процессах расчеты обоих типов
производят с применением уравнений E.2) и E.6).
Необходимо иметь в виду, что для камер с форсунками с диаметром
выпускного отверстия более 3,5 мм и менее 5 мм коэффициенты эффек-
эффективности следует принимать соответствующими do = 5 мм (это создает
некоторый запас в расчетах). Однорядные камеры могут быть поле-
полечены путем выключения одного ряда форсунок у двухрядных камер.
101
5. ПРОПУСКНАЯ СПОСОБНОСТЬ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ
ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ ФОРСУНОК
Пропускная способность применяемых в камерах латунных форс\-
нок описывается формулой
= 38,5??484'38 кг/ч
E 7)
Для облегчения расчетов величины пропускной способности форсу
нок с выпускными отверстиями диаметром от 3,5 до 5 мм приведены
в табл 5 7
Таблица 57
Пропускная способность центробежных тангенциальных латунных форсунок
(dBX = 7 мм и R — 7 мм)
Диа
метр
вы-
пуск-
пускного
OiLPp-
С1ИЯ
В VM
3,5
4
4,5
о
5,5
1
?8
260
308
135
Пропускная
1,1
229
275
324
372
428
1,2
?38
288
338
390
442
способносп
1,3
246
297
348
404
456
1 4
254
306
362
420
472
з q в кг/ч при давлении
1,5
263
318
375
432
490
1,6
271
328
389
445
506
1,7
281
338
400
458
520
1,8
290
348
412
470
532
воды перед форсунками ? в кГ/смг
1,9
297
357
422
482
546
2
305
365
432
495
555
2,1
312
375
442
508
575
2 2
320
384
452
518
590
2,3
327
392
462
530
602
2,4
332
400
470
540
612
2,5
340
409
480
550
625
По данным промышленных испытаний камер номинальной произво-
производительностью 40 тыс мъ/ч их сопротивление проходу воздуха (в кГ/м2)
описывается формулами, предложенными ? Л Сосиным
для двухрядной камеры
Я -= 1,44 (? у)
1.Ы
для трехрядной камеры
Я = 3,44 (? у)
1 2
E 8)
E.9)
Вместо этих формул можно принимать коэффициенты сопротивле-
сопротивления для двухрядных камер ??=26 и для трехрядных камер ?^=35
6. ПРИМЕРЫ ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКИХ РАСЧЕТОВ ТИПОВЫХ
ФОРСУНОЧНЫХ КАМЕР
Пример 5.1 (расчет первого типа рис 5 1) Воздух в количестве G= 140000 кг/ч с
начальными параметрами tQ ==34°C, tu =22°С, ? ? = 35 %, /? = 15 5 ккаг{кг
d\=\\J г/кг требуется охладить и осушить до параметров i"C2 -== 15°С /м =14СС
?2=90%, /2=9,5 ккал/кг и ^2=9,8 г/кг Вода, подаваемая с холоди 1ьной станции
имеет температуру tyL — 7°C
Определить необходимую величину коэффициента орошения В начальною
/в н и конечную 'вк температуры распыляемой воды, а также количество охлажден
ной и рециркуляционной воды
Решение 1 Определяем универсальный коэффициент эффективности теплообмена
в камере по формуле E 3)
?^,_i^il = 0,92
34 — 22
Согласно табл 5 4 необходимая величина ?/ = 0,92 может быть достигнута в дв>^
и трехрядной типовых камерах, снабжен ?>?? форсу шами с диаметром выпускного
отверст·ия13,5 мм при 5=1,2 В этом случае ?=0,9
102
2 Примем к установке трехрядную камеру с номинальной производительное^ ю
120 000 м61ч, сечением 12,1 м2 (см. табл. 5.3) и плотностью расположения форсунок
около 18 шт/м2-ряд". Общее число форсунок в камере составляет 648 шт. Весовая
скорость воздуха равна.
G 140 000
vv= = - = 3,23 кг/м2-сек,
г г. о^г. 12,1-3600
t -we
что удовлетворяет пределам дей-
действия табл 5 4
3 Находим выражение для вы-
вычисления конечной температуры
воды из уравнения теплового ба-
баланса E 5)
15,5 — 9,5
d
= 'в н + 5 гРад-
,??-
Подставляя это выражение и
величину ?=0,9 в уравнение
E 1) и решая его относительно
^вн, вычисляем значения началь-
начальной и конечной температур воды
4 _ / М2 ~~ 7В К __
= 22 —
тогда
1 —0,9
Рис. 5.1. Процесс охлаждения и осушения возду-
воздуха водой на / — d-диаграмме ( к примерам рас-
расчета)
4 Находим общее количество распыляемой воды по формуле E.4) и пропуск-
пропускай ю способность одной форсунки
W = 1,2-140000 = 168 000 кг/ч;
168 000
648
= 255 кг/ч.
По табл 5 7 находим давление воды перед форсунками ? =1,4 кГ/см2.
5 Определяем тепловую нагрузку на холодильную установку, а также расходы
охлажденной Wxn рециркуляционной Wp воды
Q^G (/х —/2) = 140 000 A5,5 —9,5) =840 000 ккал/ч;
О 840 000
Wx = —4—^—.— = = 152 000 кг/ч;
'в.к — '? 12,6 — 7
Wp = 168 000 — 152 000 = 16 000 кг/ч.
Аналогично выполняются расчеты первого типа при осуществлении в камерах
процессов, протекающих с повышением энтальпии обрабатываемого воздуха. Расчет
камер, в которых производится изоэнтальпическое увлажнение, состоит в определении
из исходных условий величины ЕА—Е\ нахождении по табл. 5 4 соответствующего
коэффициента орошения В, после чего определяются величины W, q и Р.
Пример 5.2 (расчет второго типа, см. рис. 5.1). Воздух в количестве G = 96 000 кг/ч
с начальными параметрами *Ci=34°C; /M =22°С; ?? = 35%; /? —15,5 ккал/кг и d\ —
= 11,7 г/кг пропускается через трехрядную типовую камеру номинальной произво-
производительностью по воздуху 80 000 мг/ч, сечением 7,9 м2, снабженную форсунками ди-
диаметром do=5 мм в количестве 432 шт. (плотность около 18 шт/м2-ряд). Давление
воды перед форсунками 1,5 кГ/см2, начальная температура распыляемой воды
Определить параметры уходящего воздуха tCi, <рг. d2 и воды tBK
* Как правило, следует одновременно производить расчеты двух- и
камер с плотностью оасположения форсунок около 18 и 24 шт/м2-ряд.
трехрядных
m
Решение. 1. Вычисляем величину весовой скорости воздуха
96 000 п о
Vy= 7,9-3600 -8'38^cw·
Эта скорость удовлетворяет пределам действия табл. ??.
2. По табл. 5 7 при Р=1,5 кГ/см2 пропускная способность одной форсунки q
=432 /сг/ч.
Определяем общее количество распыляемой воды
W = 432-432 = 186 000 кг/ч
и коэффициент орошения
186 000
ви9'1
3. Находим по табл. 5.4 соответствующие коэффициенты эффективности тепло-
теплообмена ?=0,84 и ?'=0,9.
4. Выводим выражение для определения конечной температуры воздуха по мок-
мокрому термометру из уравнения E.1) и, подставляя в него величины Е, tM и /в н,
получаем
>м2 =0-Я) CMl - 'в н) + ? к = О - 0-84) B2 - 8,5) + /в к - 2,15 -f /в к град.
Находим конечную температуру воды из уравнения теплового баланса E 5)
0,7 (L· — L· ) 0,7 B2 — 2,15— tn ич
'в.к — 'в.н г g о.о ^ ~Т~94^ ' в-к ~~
Тогда конечная температура воздуха по мокрому термометру будет
/„ =2,15+ 10,8= 12,95°С.
5. Находим значение конечной температуры воздуха по сухому термометру из
уравнения E.3)
*с, ='м, + СС1 - *Ml ) A-Е') =12,95+ C4-22) A-0,9)=14,15°С
Остальные параметры воздуха определяем по /—d диаграмме ?2=&8% и
d2 = S,9 г/кг.
Поскольку d2<d\, то процесс обработки воздуха протекает с осушкой
Аналогично производят расчеты второго типа для процессов, проте-
протекающих с повышением энтальпии обрабатываемого воздуха. В случае
расчета второго типа для камеры, в которой осуществляется изоэнталь-
пическое увлажнение воздуха, конечная температура воздуха по су-
сухому термометру определяется из выражения E.2).
7. ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ТЕПЛО-И ВЛАГООБМЕНА
В ОРОШАЕМЫХ СЛОЯХ
Процессы изоэнтальпического, изотермического и политропического
увлажнения воздуха, а также процессы охлаждения воды можно осу-
осуществлять в орошаемых водой наклонных и вертикальных слоях из раз-
различных неподдающихся гниению и коррозии материалов (древесной и
металлической стружки, латунных сеток, алюминиевой ленты, нейлоно-
нейлонового и стеклянного волокна). Достоинства орошаемых слоев: возмож-
возможность достижения высокой эффективности тепло- и влагообмена при
сравнительно малых коэффициентах орошения и низком давлении во-
воды, малые габаритные размеры увлажнительных камер, дополнитель
ная очистка воздуха от пыли во время орошения и прохода воздуха че-
через слой, сравнительно низкое аэродинамическое сопротивление.
Регулирование степени увлажнения производят путем перепуска
части воздуха по обводному каналу.
Расчет теплообмена и сопротивления проходу воздуха при его обра-
обработке в орошаемых слоях можно производить, используя зависимости,
приведенные в табл. 5.8 и 5.9.
104
Таблица 5.8
Коэффициенты эффективности теплообмена и аэродинамические сопротивления
вертикальных орошаемых сверху слоев (по данным О. Я. Кокорина)
Характеристика материа-
материала слоя
Формула для определения ? и Я в кГ/мг
Рекомендуе-
Рекомендуемые величины'
Yc.
/
?, MM
Осиновая свободно
уложенная стружка
толщиной 0,2—0,3 мм
с удельной поверх-
поверхностью 380—570 м2/м3,
Пс = 0,904-^-0,936
ЕА = 0,468 ?
п—0,06
X
Г(р?)н
?0,21
°'075
30—20
75-
100
? ?*'13 ?0'
07
Упаковочная свобод-
свободно уложенная стружка
толщиной 0,5 мм с
удельной поверх-
поверхностью 450—600 м2/м3,
Пс = 0,902
ЕА = 0,923 Г
Пс
-0,06
°'06
X ?? В0'14
40—30 50—75
Сосновая свободно
уложенная стружка
толщиной 0,8 мм с
удельной поверх-
поверхностью 280—420 м2/м3,
Пс = 0,842 + 0,895
ЕА =0,13 ?
—0,06
Н =
0,05
70—50 50—75
№]
„0,445
? ?!·8 в0·2
Примечания: 1 В формулах vc— удельный вес материала слоя; Пс —пористость слоя:
б — толщина слоя в м.
2 Орошение производшся через тр}бу с прорезями при 9=20004-4000 л!мг-ч и коэффициенте
орошения ?=0.015— 0,35
Таблица 5.9
Коэффициенты эффективности теплообмена и аэродинамические сопротивления
наклонных орошаемых слоев (по данным Фёрста, обработанным авторами)
Характеристика материала слоя
Гофрированная алюминиевая
лента толщиной 0,225 мм и ши-
шириной 51 мм при толщине слоя
51 мм, удельной поверхности
510 м2/м3 и площади поверхно-
поверхности ячейки 3 м2
Сетки из латунной проволоки
диаметром 0,25 мм при толщи-
толщине слоя 102 мм, удельной по-
поверхности 394 м2/м3 и площади
поверхности ячейки 4,75 м2
Стекловолокно диаметром
135 мк с длиной волокон 100—
200 мм и объемным весом
52 кг/м3 при толщине слоя
51 мм, удельной поверхности
690 m2/ms и площади поверхно-
поверхности ячейки 4,84 м2
d0, мм
2,4
5,4
2,4
2,4
2,4
л/мг-ч
1125
1125
1125
Уравнения для определения
ЕА
ЕА = "Г"'2'
@,6<ун<3)
? dO,135
ЕА = В
@,15<Я<2)
ЕА =0,95 у·13
@,6<о„<3)
ЕА =0,945 В°']
@,04 < В ???,4)
ЕА -0,925 у^0'13
Я, кГ/мг
? = 0,574 ???'97
@,6<о„<3)
? -^0,922 ?}·9
@,6<??^3)
? = 2,95 ?2?'1
@,6<??<3)?
105:
Продолжение табл 5 9
Характеристика материала слоя
Стекловолокно диаметром
135 мк с длиной волокон 100—
200 мм и объемным весом
52 кг/м3 при толщине слоя
51 мм, удельной поверхности
690 м2/м? и площади поверхно
•сти ячейки 4,84 м2
Витое нейлоновое волокно
диаметром 250 мк с длиной во-
волокон 100 >f>w и объемным ве-
весом 19 кг/м3 при толщине слоя
44,5 мм, удельной поверхности
265 м2/м3 и площади поверхно-
поверхности ячейки 1,4 ж2
Гофрированное стекловолокно
диаметром 37 мк с длиной во-
волокон 25—50 мм и объемным
весом 10,85 кг/м3 при толщине
слоя 51 мм, удельной поверх-
поверхности 550 м2/м3 и площади по-
поверхности ячейки 3,25 мг
d0, мм
2,4
2,4
5,4
5,4
5,4
5,4
5,4
2,4
2,4
2,4
2,4
2,4
2,4
2,4
5,4
5,4
5,4
л/м* ч
1225
1470
1960
2940
3680
4400
Без
оро-
орошения
1125
1470
5900
1125
1225
1470
3680
4400
Уравнения для определения
ЕА
ЕА =0,965 ?~0?
ЕА =0,975 и^0'1
ЕА -= 1,05 В0·1
@,45 < В <2)
ЕА =0,785 ?-°?
ЕА =0,865 у·08
ЕА=0,88 ?'0·1
?л=0,96 ?»0''
@,8<ин^З)
? _ л Q4 ?"°'13
СА — и,У4 VH
@,75<??<3)
?? =0,95 ?-°·085
?? =0,94 v~0A7
EA=0,9bv-°·"
?? = 1,04 ?0·15
@,07<?<0,5)
?? =0,96 50ЛЗ
@,13<?<0,9)
д. ? ? „—0,14
?? =0,9 ??
?? =0,905 ??-0·125
@,75<ун<3)
Я, /сГ/??!
Я = 2,5 у'75
?
Я = 4,75 wi·75
?
Я = 5,45 ol 75
?
@,6<сн<3,5)
Я= 15,3 он
@,5<??^3)
Примечание fH— скорость набегающего потока воздуха в м/сек
8. ДВУХСТУПЕНЧАТОЕ ИСПАРИТЕЛЬНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ
ВОЗДУХА
I) МЕТОДИКА РАСЧЕТА ПРОЦЕССА ДВУХСТУПЕНЧАТОГО
ИСПАРИТЕЛЬНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА
Двухступенчатое испарительное охлаждение воздуха производится
в водовоздушном теплообменнике (I ступень) и в форсуночной или на-
садочной камере (II ступень). В I ступени воздух охлаждается в по-
поверхностных теплообменниках, питаемых водой, которая охлаждается
в свою очередь в градирне при испарении воды в воздух.
Системы кондиционирования воздуха с двухступенчатым испари-
испарительным охлаждением можно классифицировать по пропуску воздуха
через градирни (работающие на наружном воздухе; на воздухе, уда-
удаляемом из помещений; на смеси наружного и удаляемого воздуха) и
по виду охладителей I ступени (с водозоздушными теплообменника-
теплообменниками рекуперативного или регенеративного типа).
На рис. 5.2 показаны процессы двухступенчатой обработки воздуха
в системе с водовоздушным рекуперативным теплообменником, в ко-
которой градирня и кондиционер работают «а одном наружном воздухе.
Последний проходит поверхностный воздухоохладитель и охлаждается
в нем от параметров точки 1 до состояния, соответствующего точке 2
Затем воздух орошается циркуляционной водоь, разбрызгиваемой в
камере Б, и адиабатически увлажняется и охлаждается до состоянья
S. Проходя через приточный вентилятор ?? и воздуховоды, воздух на-
нагревается на 0,5—1° и выпускается в помещение с параметрами, со-
соответствующими точке 4, а после ассимиляции тепла и влаги ? поме-
помещении воздух принимает параметры точки 5.
Охлаждение воды для теплообменника производится за счет испа-
испарения ее в градирне Г (или в камере орошения), через которую про-
проходит наружный воздух с параметрами, характеризуемыми точкой 1.
При этом воздух увлажняется, температура его понижается, а энталь-
энтальпия повышается за счет тепла охлаждаемой воды
Для построения схемы этого процесса на /—d-диаграмме находят
температуру наружного воздуха по мокрому термометру ??? (точка 6)
и устанавливают глубину зоны охлаждения
?? = /?. к — tMl град. E.10)
Обычно при охлаждении воды на 5,5; 4 и 3° значения ?? принима-
принимают соответственно 5,5; 4 и 3°.
Конечную температуру охлажденной в градирне воды (точка 7)
находят из формулы
U. к = tUl 4- ? ? град. E.11)
При построении процесса охлаждения воздуха в воздухоохладите-
воздухоохладителе (прямая /—2) следует иметь в виду, что
? ^возд — h — ^в. к ^ 2° , E.12)
желательно принимать величину At В03ПУ> 3°.
Разность температур воды в воздухоохладителе А принимают
AtB = t в.н— ^в.к^С 3°. Далее находят точку 8, характеризующую началь-
начальную температуру поступающей в градирню воды:
*в.в = ^в.к + А/в град. E.13)
Если энтальпия воздуха в помещении существенно ниже энтальпии
наружного воздуха, например равна /5, то целесообразно направлять
в градирню Г внутренний воздух вместо наружного. Тогда дальнеп-
107
\ ?
о
s
??
?
Я
?.
U
?
?.
?
? s
?. ?
ts s
308
ншй расчет охлаждения воды в градирне можно вести, отправляясь от
точки 6'. Вода, поступающая в воздухоохладитель А, будет иметь бо-
более низкою температуру, чем при пропуске через градирню наружного
воздуха.
Далее вычисляют коэффициент эффективности испарительного ох-
охлаждения воды в градирне (по О. Я. Кокорину)
рГ 'в. н *в. к г\ г\ал D—0,41 .0,22 .0,4 (^ \ л\
Ь = = и1)Ь4? ? 1 E14)
.0
*в. н *мг
Из правой части уравнения E.14) следует, что коэффициент ороше-
орошения в градирне равен:
0,064 (/в_ н— t )\-' 0 536 ,0,975 /с 1гч
гв. н fM, · E.15)
Конечная энтальпия воздуха на выходе из градирни
Ц - h + Вг (tB. „ — tR к) ккал/кг . E.16)
Далее по /—rf-диаграмме находят конечную температуру воздуха по
•мокром\ термометру 1ГЩ. Затем определяют коэффициент эффектив-
эффективности теплообмена в градирне ?в0зд (по воздуху), пользуясь формулой,
предложенной О. Я. Кокориным
1 ^ ~ /Гщ = 0,98Б?'18. E.17)
Получив величину .Евозд, находят конечную температуру воздуха но
<сухом\ термометру на выходе из градирни
tl2 = tf, + A —??озд) (tCl - tUl) град. E.18)
По известным величинам t Cl и tMi и найденным значениям fCt и
tu2 строят на /—^-диаграмме процесс изменения состояния воздуха в
градирне {1—10).
Пример 5.3. В помещении выделяется Qя = 10 000 ккал/ч явного тепла. Параметры
наружного воздуха: tc =30°С, ф[=30% и /? = 12,1 ккал\кг. Температура воздуха, ухо-
уходящего из помещения, должна быть равна ^5 = 21°С.
Определить количества воздуха, которые необходимо пропустить через градирню
и ввести в помещение.
Решение. 1. Проводим на /—^-диаграмме прямую /—6 и находим /М=18°С. При-
Принимаем величину ??=2° и по уравнению E.11) получаем ?? к = 18+2 = 20°С.
2. Принимаем ???03?—3° и находим /2 = 20+3=23°. Строим прямую /—2 по
4i = const при f2 = 23°C и прямую 2—11 по /2 = const, тогда tM =15,4 С.
3. Принимаем эффективность процесса теплообмена в камере орошения Б равной
ЕА =0,9 и находим температуру выходящего из нее воздуха
*з = 23 — B3— 15,4) 0,9= 16,2°С.
4 Принимаем нагрев воздуха в вентиляторе равным Г, тогда ^=17,2ОС.
5. Вычисляем количество вводимого в помещение воздуха по формуле
Оя 10 000
<3В = — = ? 9 140 м?/ч.
0,24y{tb — t4) 0,24-1,193B1—17,2)
Произво(дите1льность вентилятора ?? с учетом потерь (Воздуха составит
LB = 9 140-1,1 = 10 000 м3/ч.
6. Принимаем ?^?=2°, тогда по формуле E 13) tBH =20-|-2=22oC. Нахо-нм рас-
расход воды, охлаждаемой в градирне (с учетом 10% на подогрев воды в трубопрово-
трубопроводах и через стенки градирни)
10 000-1,1 „ „ ,
7 Вычисляем величину коэффициента орошения в градирне по формуле E 15)-
0,064 B2— 18)
22—20
2,44
22°·53??8°·975^0,58.
Пользуясь определением коэффициента орошения по формуле E 4), «аходим
Gr = Wr Вг = 5500 0,58 = 3200 кг/ч.
8 Находим конечные параметры воздуха, выходящего из градирни, по формуле
E 16)
1Г2 = 12,1 +0,58 B2 — 20) = 13,3 ккал/кг.
Из /—с?-диаграммы следует, что ^ =19,4°С.
По формулам E 17) и E 18) находим
?=19,4+ A-0,98 0,580Л8) C0 - 18) - 20,6° С
9 Далее рассчитываем и подбираем теплообменник косвенного испарительного
охлаждения (I ступень охлаждения), форсуночную камеру (II ступень охлаждения)
и градирню.
2) УСЛОВИЯ ПРИМЕНЕНИЯ И ОПТИМАЛЬНАЯ СХЕМА СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА С ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ
ИСПАРИТЕЛЬНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ
Двухступенчатое испарительное охлаждение, как известно, наибо-
наиболее приемлемо в районах с сухим и жарким климатом. При двухсту-
двухступенчатом охлаждении можно достигнуть более низких температур,
меньших воздухообменов и меньшей относительной влажности возду-
воздуха в помещениях, чем при одноступенчатом прямом испарительном
охлаждении.
Эффект действия систем с двухступенчатым испарительным охлаж-
охлаждением зависит от требуемых метеорологических условий в помеще-
помещениях, расчетных наружных параметров и принятой технологии обра-
обработки воздуха. Оптимальные и допустимые параметры воздуха в по-
помещениях, регламентируемые СНиП для теплого времени года, при-
приведены в табл. 2.1 и 2.2. Гигиенические исследования, выполненные в
1963—1965 п., показали, что комфортные условия в жилых и общест-
общественных зданиях, расположенных в сухом и жарком климате, обеспечи-
обеспечиваются при следующих сочетаниях температуры, влажности и скорости
воздуха (табл. 5.10).
Таблица 510
Параметры воздуха в жилых и общественных зданиях
Исследователи
М. С. Горомосов и Н. А. Ципер
И. ? Геллер (УзССР)
Параметры
t, °С
23—25
23—24
-. %
45—55
45-50
w , ч/сек
0,15—0,2
0,15—0,2
При нанесении данных табл 2.1 и 5 10 на /—fii-диаграмму полу-
получается область, ограниченная сверху и снизу изотермами 28 и 17°С,
слева кривой ?—40%, справа ломаной линией, проходящей между изо-
изотермами 17 и 28°С и кривыми ?, равными 80 и 55%. Максимальные
энтальпия и влагосодержание внутреннего воздуха соответственно
равны 14,65 ккал/кг и 14,4 г/кг, а минимальные энтальпия и влагосо-
влагосодержание— 7 ккал/кг и 4,8 г/кг. Области оптимальных параметров
воздуха в рабочей зоне производственных помещений, в которых пред-
предусматриваются тяжелая работа и работа средней тяжести, изобража-
изображаются криволинейными параллелограммами Г и С, а область, соотве1-
ствующая производственным помещениям, в которых предусматри-
110
вает( я легкая работа, и помещениям жилых и общественных зданий,—
криволинейным параллелограммом Л.
Параметры наружного воздуха в районах с сухим и жарким кли-
климатом по материалам многолетних наблюдений приведены на рис. 5.3-
Заштрихованные области отвечают данным СНиП для параметров А.
и Б. Справа эти области ограничиваются линией максимально допу-
допустимою влагосодержания воздуха в кондиционируемых помещениях,
слева — линиями /«. мин и ii. мин, сверху — наблюдаемыми в СССР
максимальными расчетными температурами воздуха (по Ашхабаду),
снизу — минимальными расчетными температурами. Если точки, ха-
характеризующие сезонные и суточные отклонения, выходят вправо за
линию ??=14,4 г/кг, то системы кондиционирования с применением ис-
испарительного охлаждения не обеспечивают поддержания предельных
допускаемых параметров внутреннего воздуха; если же они выходят за»
линии /„ мин, то эффект действия систем будет больше расчетного,.
Рис 5 3 Области расчетных параметров наружного воздуха А и Б в теплый
период года в районах с сухим и жарким климатом, при которых обеспечивается
удовлетворительная работа СКВ с применением двухступенчатого испарительного
охлаждения
Пиковые нагрузки на СКВ могут возникнуть из-за изменения тепловы-
тепловыделений в помещениях, из-за суточного или сезонного отклонения па-
параметров наружного воздуха от расчетных. По мере приближения па-
параметров наружного воздуха к линии d=\4,4 г/кг возрастает необхо-
необходимость применения искусственного холода.
О суточных изменениях параметров наружного воздуха в помеще-
помещениях можно судить по метеорологическим данным, обработанным-
М. Б. Раяком. Распределение точек 1ч, 7ч, 13ч и 19ч, отвечающее ус-
условиям Ашхабада (рис. 5.4), свидетельствует о том, что влагосодср-
жание наружного воздуха в течение суток резко изменяется, достигая-
максимума, как правило, в вечернее время. Поэтому вполне возможен:
случай, когда система, запроектированная и рассчитанная на условия,
наблюдаемые в 13 ч, не обеспечит требуемых параметров воздуха в·
19 ч. Это положение исключается, если при проектировании учитыва-
учитывают продолжительность периодов отклонения наружных параметров от
расчетных значений, а при разработке СКВ предусматривают необхо-
необходимые средства (включая источник холода), позволяющие свести на-
нарушения оптимальных и допустимых параметров в помещениях до
минимума.
Таким образом, метеорологические условия в кондиционируемых
помещениях при всех прочих равных условиях зависят от состояния
наружного воздуха При сухом и горячем наружном воздухе с вла1О-
содержанием, меньшим d — 4,8 г/кг, с помощью двухступенчатого испа-
испарительного охлаждения можно поддерживать любые параметры
воздуха в помещениях без применения дорогостоящих холодильных
машин
1ц
Рис 5 4 / — d диаграмма с нанесением процессов двухступенчатого испари
тельного охлаждения
а — точка максимальной расчетной температуры наружного воздуха и минимальном
энтальпии б — точка максимальной энтальпии наружного воздуха при оптимальном
влагосодержании воздуха в помещениях, в — точка максимальной энтальпии наружного
воздуха, при которой возможны двухступенчатое охлаждение и подача приточного воз
духа с минимальным рабочим перепадом температур, г — точка, характеризующая со
стояние наружного воздуха при /" =17,1 ккал/кг ий = 14 4 г'кг У—область пара
И· МЭКС
метров внутреннего воздуха, рекомендуемая для жилых и общественных зданий Узбеки
стана, Г и Ц — область параметров внутреннего воздуха в жилых и общественных зда
ниях, рекомендуемая Гаромосовым и Ципером
Оптимальные параметры воздуха в помещениях легче обеспечить
при низком значении энтальпии наружного воздуха, чем при высоком
что объясняется большей глубиной охлаждения воды в градирне и со-
соответственно большей глубиной охлаждения воздуха в воздушном
теплообменнике I ступени Отсюда следует, что снижать параметры
внутреннего воздуха при неизменном состоянии наружного воздуха
можно путем пропуска через градирню воздуха, удаляемого из поме-
помещений.
Требуемое состояние воздуха в помещениях жилых и общественных
зданий при расчете на параметры Б удается поддерживать в тех ел ?
чаях, когда влагосодержание наружного воздуха не превышает
й-12
7,8 г/кг. Допускаемых параметров воздуха практически можно до-
достигнуть тогда, когда влагосодержание наружного воздуха не превы-
превышает 14,4 г/кг. Если при таком или близком к нему влагосодержании
в помещениях требуется поддерживать оптимальные параметры возду-
воздуха, то необходимо включать в действие источники холода, например
холодильные машины.
Результаты расчетов системы кондиционирования при неизменных
начальных параметрах наружного воздуха, характеризуемых точкой
б (см. рис. 5.4), показывают, что при пропуске через градирню удаля-
удаляемого воздуха с параметрами ^ = 25°С, d=7,S г/кг и ?=·40% вследст-
вследствие большой глубины охлаждения воды в градирне и воздуха в тепло-
теплообменнике удается удовлетворить требования СНиП для производст-
производственных помещений, в которых производится работа средней тяжесги
С, чего нельзя было бы достигнуть при пропуске через градирню на-
наружного воздуха.
Перепад температур воздуха в теплообменнике при работе градир-
градирни на наружном воздухе составляет 40,5—24,5=16°, а при работе на
удаляемом воздухе 40,5—21 = 19,5°, т. е. в обоих случаях этот перепад
весьма существен. Отсюда очевидно, что если система кондициониро-
кондиционирования воздуха не обеспечивает требуемое состояние воздуха в поме-
помещениях, в которых предусматривается тяжелая работа ? и возникает
необходимость применения искусственного холода, то переключение
градирни на охлаждение конденсаторной воды, как иногда рекомен-
рекомендуется, нецелесообразно и ведет к неоправданному увеличению энерге-
энергетических затрат на производство холода. Конденсаторы холодильных
машин, включаемых при пиковых нагрузках, должны снабжаться обо-
оборотной водой от самостоятель-
самостоятельной градирни.
Материалы расчетов свиде-
свидетельствуют, что, например, в
Ашхабаде (см. рис. 5.4) систе-
система с двухступенчатым охлаж-
охлаждением в 7 и 13 ч будет созда-
создавать оптимальные условия во
всех помещениях, за исключе-
исключением помещений, в которых
предусматривается тяжелая
работа Т; в 1 ч -— во всех поме-
помещениях, за исключением поме-
помещений, в которых предусмат-
предусматривается тяжелая работа ? и
работа средней тяжести С; в
19 ч будет создавать только
верхние предельные допусти-
допустимые (но достаточно тягостные)
условия.
Некоторое улучшение мете- Рис 5 5. Схема системы кондиционирования
орологических условий В поме- воздуха с двухступенчатым испарительным ох-
щениях может быть достигнуто лаждением
пропуском через градирню уда-
удаляемого воздуха. Для создания
оптимальных параметров в по-
помещениях всех типов в 1 и 19 ч
в форсуночной камере должно
осуществляться политропиче-
политропическое охлаждение с использова-
использованием охлажденной воды от ис-
источника искусственного холода.
шьнои станции
/ — кондиционируемое помещение, /—-воздухоохла-
/—-воздухоохладитель I ступени; 2 — форсуночная камера кондицио
нера; 3 — обводной канал; 4—вентилятор кондицио
нера, 5—вытяжная шахта, 6—канал реццркуляци
онного воздуха; 7 — канал для подачи наружного
воздуха к градирне; 8 — градирня; 9 — вентилятор
градирни, 10 — исполнительные механизмы; // и
//' — спаренный воздушный клапан; 12 — воздушный
клапан в канале забора нар>жного воздуха для гра-
градирни, 13 — воздушный клапан в канале для подачи
на градирню удаляемого из помещения воздуха, 14 —
то же, в вытяжной шахте, /5 — насос градирни,
/5 —насос форсуночной камеры кондиционера; В —
влагорегулятор, ЦТ — дифференциальный термо-
терморегулятор
8 За к 665
113
Из изложенного вытекают следующие практические предложения
(рис. 5.5).
Для регулирования влажности воздуха в помещениях II ступень
кондиционера (форсуночная камера, орошаемый слой) должна всегда
снабжаться обводным каналом с клапаном, управляемым комнатным
влагорегулятором.
Для регулирования температуры в помещениях, кроме наружного
воздуха к градирне, следует подводить и внутренний удаляемый воз-
воздух; соотношение количества наружного и удаляемого воздуха следует
изменять по команде комнатного дифференциального регулятора тем-
температуры по мокрому термометру, воздействующего на взаимнообрат-
ные воздушные клапаны.
Применению искусственных источников для покрытия пиковых рас-
расходов холода должен предшествовать тщательный анализ изменения
сезонных и суточных колебаний параметров наружного воздуха и теп-
ло-влагоизбытков в помещениях, при этом при искусственном холодо-
снабжении всегда следует использовать градирню и воздухоохлади-
воздухоохладитель I ступени для предварительного косвенного испарительного ох-
охлаждения воздуха.
Гл а в а 6
ОСУШЕНИЕ ВОЗДУХА СОРБЕНТАМИ
Сорбенты — вещества, обладающие способностью при соприкосно-
соприкосновении с воздухом поглощать и удерживать в себе в значительных ко-
количествах газы или пары. Осушку воздуха сорбентами целесообразно
применять при значительных влаговыделениях, сопровождающихся
небольшими выделениями явного тепла, и при необходимости подачи
в помещения больших количеств наружного воздуха с высокой началь-
начальной влажностью.
Абсорбция — физико-химический процесс поглощения веществ или
газов твердыми телами или жидкостями, протекающий во всем объеме
поглотителя. Абсорбентами практически являются жидкие поглотители
(растворы хлористого лития, хлористого кальция, бромистого лития и
этиленгликоль).
Адсорбция — процесс поглощения веществ или газов поверхностью»
жидкости или твердого тела. Адсорбентами практически являются
твердые тела (активированный алюминий, бокситы, силикагель и акти-
активированный древесный уголь).
1. ОСУШЕНИЕ ВОЗДУХА АБСОРБЕНТАМИ
Абсорбенты могут поглощать или отдавать влагу в зависимости от
разности давлений пара в воздухе и над раствором поглотителя. Раз-
Разность давлений пара зависит от температуры и концентрации раствора
Концентрацию раствора выражают отношением веса растворенного ве-
вещества gm (в кг) к весу раствора W+gm (в кг) в процентах
100% , F.П
где ? — вес воды в растворе в кг
114
Физические свойства растворов характеризуются фазовой диаграм-
диаграммой (рис. 6.1).
V-образная кривая — криоскопическая кривая — характеризует ус-
условия насыщения раствора и делит диаграмму на верхнюю часть, соот-
соответствующую жидкой фазе /, и нижнюю часть, левая половина которой
характеризует условия выпадения льда //, а правая — условия выпаде-
выпадения кристаллов /// из насыщенного раствора. Точка Б, при которой от-
отсутствует жидкая фаза, называется эвтектической точкой.
?44
II"
\
\]
N
'Sj
\
\
?
\
k
N
>
s
\
-is
\
4
? 4 8 12
Ксчц? ? трсция в 7,
16 18
Рис 6.1. Фазовая диаграмма для рас-
раствора поваренной соли NaCl
О -10 -20 -30 -Ш
Температура замерзания
раствора 6 'С
Рис. 6.2. Относительная влажность
воздуха в пограничном слое над
водными растворами солей (на на-
наклонных прямых указана температу-
температура раствора)
На фазовую диаграмму наносят также значения аналога относитель-
относительной влажности воздуха над поверхностью раствора
? "раств ' "в >
где Рргхтв—упругость водяного пара над поверхностью раствора в мм рт. ст при
температуре раствора t в град;
рв—упругость водяного пара над поверхностью воды при той же темпера-
температуре в мм рт. ст.
При температуре раствора выше температуры, соответствующей
криоскопическому состоянию, упругость водяного пара ? ств и вели-
величина ? (при малых концентрациях) являются функцией температуры
замерзания раствора и практически одинаковы для растворов различ-
различных солей (рис. 6.2).
На /—d-диаграмму (рис. 6.3) нанесены кривые насыщения воздуха
над растворами солей с температурами замерзания от 0 до —40°С. На-
Начиная от температуры замерзания, эти линии отклоняются влево от
кривой <р=100%. При температуре воздуха выше 0° кривые могут рас-
рассматриваться как кривые относительной влажности.
Диаграмма зависимости парциального давления водяного пара над
водным раствором хлористого кальция, которой можно пользоваться и
для растворов других солей при малых концентрациях (до 20%) и с
одинаковой температурой замерзания, приведена на рис. 6.4. Анало-
Аналогичная диаграмма приведена на рис. 6.5 для растворов хлористого ли-
лития.
Поглощение воды из воздуха сопровождается выделением теплоты
гидратации, растворения, разбавления и конденсации. Для раствора
хлористого кальция эти данные приведены на рис. 6.6.
8* Зак 665
115
10°C
Рис 6 3 / — rf-диаграмма влажного воздуха с кри-
кривыми насыщения для воздуха над раствором, имею-
имеющим температуры замерзания от О до — 40°С
3000
Концентрация 6 моля*
10 15 20
25
О 51015 20 25 30 35 40 45 50 55 60
Концентрация растбора S '/.
65
70
Рис 6 4 Парциальное давление водяного пара в зависимости ог концент-
концентрации раствора хлористого кальция
Концентрация 6 молях
10 15 20
25
2000
1000
О 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50
Концентрация растдоро 6 ?-
30
55
Рис. 6 5. Парциальное давление водяного пара в зависимости от концентрации
раствора хлористого лития
3000
2500
? 1500
/
г
^*"
/
с
А
V
J
/
1
\
/
//
/
2
wool·-*—
500
50
12 3^5
Содержание доды 6кг
на 1кг СаС12
Рис 6 6 Теплота гидратации,
растворения, разбавления и
конденсации для растворов
хлористого кальция
;—общая теплота сорбции (по
шкале Л), 2 — теплота конденсации
(по шкале А), 3—теплота гидра-
гидратации, растворения и разбавления
(по шкале Б)
Рис 6 7 Схема процессов тепло- и
влагообмена в мокром воздухоохла
дителе при орошении соляным ра
створом
А и Б — линии насыщения соответственно
над раствором и водой t0— температура
замерзания раствора
Схема процесса тепло- и влагообмена в мокром воздухоохладителе,
который орошается раствором соли данной температуры, построена на
/—^-диаграмме, приведенной на рис. 6.7. При одинаковой температуре
воздуха, рассола и воды воздух после орошения рассолом (прямая
/—2—3) становится суше, чем при орошении водой (прямая/—2'—3'),
так как а2<а·/.
Наибольшее применение для осушки воздуха полечили хлористым
кальций СаСЬ-бНгО и хлористый LiC^. Свойства их растворов приве-
приведены в табл. 6.1 и 6.2.
Таблица 61
Свойства раствора СаС12-6Н2О
(Концентрация
в%
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
20
U
12
аз
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
Теплоемкость
при 20°С в
ккал[кг-град
0,998
0,98
0,97
0,95
0,94
0,93
0,915
0,9
0,89
0,88
0,87
0,855
0,84
0,83
0,82
0,816
0,796
0,78
0,77
0,76
0,75
0,74
0,73
0,72
0,71
0,7
Тейпература
замерзания
в град
0
—0,4
-0,9
—1,5
—2
-2,5
з
—3,6
—4,3
—5
-5,7
—6,6
—7,5
—8,5
—9,4
— 10,5
-11,7
— 13
— 14,5
— 15,8
-17,6
— 19,4
—21,5
—23,8
—25,3
—29
Температура
кипения
в град
100
100
100
100
100
100,5
100,5
100,5
100,5
100,5
101,2
101,2
101,2
101,2
101,2
103,2
103,2
103,2
103,2
103,2
105
105
105
105
105
107,3
Удельный вес
при 10°С в кг/м3
—
—
—
—.
1042,5
1051,3
1060,2
1069,1
1078,1
1087,2
1096,4
1105,6
1115
1124,4
1134
1143,8
1153,4
1163,2
1173,1
1183,1
1198,2
1203,3
1213,7
1224
1234,6
? = ? /?
г 'раств "в
при 20°С
1
1
1
1
0,98
0,97
—
—
—
0,93
—
.
—
—
0,87
—
—
—
—
0,78
—
—
—
—
0,7
Таблица 62
¦Концентрация
в %
о /0
0
7,8
15,5
20,2
25,3
29,7
33,6
37,1
40,4
43,2
45,8
48,2
50,4
52,4
Теплоемкость
при 20°С
в ккал/кг град
0,998
0,901
0,831
0,778
0,739
0,71
0,687
0,666
0,647
0,631
0,617
0,604
0,59
0,58
Свойства раствора
Температура
замерзания
в град
0
— 8,89
—21,2
—36,8
—56
—67,8
—40
—17,2
2,55
14,49
30,25
56,11
68,89
82,22
Температура
кипения
в град
100
102,11
105,28
109,4
114,5
120,27
128,1
131,63
136,57
141,08
145,13
149,02
152,78
156.11
LiC!
Вязкость
при 10°С в
кг сек/м2
1,3
1,68
2,16
2,75
3,67
4,82
6,55
9,74
13,8
—
—
—
—
Удельный
вес при
10°С
в кг/и3
1045
1085
1119
1150
1181
1203
1235
1257
1279
—
—
—
—
? = ? /?
раств 'в
при 20°С
1
0,94
0,85
0,8
0,68
0,55
0,45
0,35
0,2
—
—
—
—
—
418
Относительною влажность воздуха можно понизить с помощью
раствора LiCl до 14—23%, а с помощью раствора СаОг-бНгО до
45—48%.
Процесс абсорбции можно осуществлять в камерах орошения кон-
кондиционеров, выполненных из коррозионноустойчивых материалов с се-
сепараторами повышенной надежности, а также в специальных абсорбци-
абсорбционных аппаратах.
Коэффициент орошения воздуха раствором равен:
/^кг/кг, F.3)
7// ^,г
раств \ раств. к 'раств. н/
где /? и/2 — теплосодержания воздуха до и после орошения в ккал/кг,
^раств. н и ^раств. к — температуры раствора до и после орошения в град,
сраств — удельная теплоемкость раствора в ккал/кг-град.
Конечная концентрация раствора по выходе из камеры орошения
или другою абсорбционного аппарата выражается уравнением
Н=—-J^-· F.4)
Концентрацию раствора необходимо поддерживать на заданном
уровне, для чего 10—20% раствора пропускается через регенератор,
нагреваемый паром с давлением 0,15—1,7 кГ/см2 или горячей водой
Нагрев раствора контролируется по температуре, концентрации или
удельному весу.
Количество раствора, которое должно циркулировать в системе, оп-
определяется допустимым отклонением концентрации от заданной. От-
Отклонение концентрации ?? обычно принимают равным от 0,001 до 0,003.
Количество циркулирующего раствора определяют по формуле
Траста = ^в + ёт = 0,001 L У (dx - d2) -* = **- кг/ч . F.5)
Количество раствора g°^CTB, необходимого для заполнения системы,
определяется ее емкостью V в м3 и удельным весом раствора
в кг[м3
I) ОСУШЕНИЕ ВОЗДУХА ПРИ ЕГО КОНТАКГЕ С РАСТВОРОМ
ХЛОРИСТОГО ЛИТИЯ
Выполненные за последнее время исследования свидетельствуют о
том, что один из наиболее эффективных абсорбентов — это раствор хло-
хлористого лития. Его достоинства — бактерицидное действие и безвред-
безвредность для людей, возможность нагревания и увлажнения воздуха в хо-
холодное время года, возможность регенерации раствора подогревом низ-
низкотемпературной водой от ТЭЦ или тепловыми отходами промышлен-
промышленных предприятий. Недостаток раствора хлористого лития заключается в
его коррозионном действии на металлы, вынуждающем защищать теп-
лообменные аппараты и прилегающие к ним приточные воздуховоды с
помощью улучшенных покрытий или введения в раствор ингибиторов
Схема системы кондиционирования воздуха с установкой для осуше-
осушения воздуха раствором хлористого лития показана на рис. 6.8.
Проходя через осушительную камеру /, обрабатываемый воздух кон-
контактирует с раствором хлористого лития. Сначала этот воздух осушает-
осушается и несколько охлаждается, а потом охлаждается и увлажняется при
постоянной энтальпии, проходя через форсуночную или насадочную ка-
119
меру 2,j&e контактирует с непрерывно циркулирующей водой Посту-
Поступающий в камеру 1 раствор предварительно охлаждается в водорас-
сольном теплообменнике 3 водой из водопровода или, что обычно эко-
экономически выгодней, водой из оборотной системы охлаждения, имеющей
в своем составе градирню 4 Чем ниже температура охлаждающей во-
воды, тем, при всех прочих равных условиях, ниже температура раствора и
парциальное давление водяного пара над его поверхностью, а следо-
следовательно, тем больше может быть осушен воздух Часть обедненного
Раствор
Рис 6 8 Принципиа чьная схема системы кондициониро
вания с осушительной камерой питаемой раствором
абсорбента
./ — кондиционируемое помещение / —осушительная камера
— форсуночная или насадочная камера работающая в режи
ме одновременного изоэнтальпического охлаждения и >в!аж
нения d — водорассольный теплообменник охладитель 4 — гра
дирня 5 —насос для перекачки отработавшего раствора 6 —
теплообменник 7 -камера регенерации раствора 8 — водорас
сольный теплообменник подогреватель 9 — канал удаляемого иа
помещения осушенчого воздуха 10 — калорифер
раствора после камеры / насосом 5 перекачивается через теплообмен
ьик 6 в камеру регенерации раствора 7 Регенерируемый раствор подо
гревается в противоточном теплообменнике 8 низкотемпературной во-
т.ои, благодаря чему в камере 7 происходит выпаривание ранее по-
гпощеннои влаги и восстановление первоначальной концентрации хло-
хлористого лития
Горячий восстановленный раствор направляется к камере осуше
ния, попутно подогревая в теплообменнике 6 обедненный раствор по
ст\пающии на регенерацию Через регенератор целесообразно пропу-
120
екать либо сухой наружный воздух, либо удаляемый из помещении
воздух, если парциальное давление содержащегося в нем водяного пара»
ниже парциального давления водяного пара в наружном воздухе. По-
Поскольку в течение сезона осушки состояние наружного воздуха изме-
изменяется, следует всегда предусматривать устройство канала 9 для про-
пропуска через камеру 7 удаляемого осушенного воздуха.
Камера 1 может быть форсуночной или пленочной. В последней
раствор хлористого лития стекает по поверхности сеток из нерастяги-
вающегося материала (например, по поверхности сеток из технического
капрона)
Тепло- и массообмен при обработке воздуха раствором хлористого·
лития в однорядной форсуночной камере, оборудованной центробеж-
центробежными тангенциальными форсунками с диаметром выпускного отверстия
2 мм при плотности расположения форсунок 30 шт/м2, изучался в Ин-
Институте теплоэнергетики АН "УССР. В результате была установлена сле-
следующая зависимость:
ап = 3400у1'48 5р'а4ств ккал/м2 ч град,
F.7)
где
ап
• коэффициент отдачи полного тепла, отнесенного к единице .поперечного
сечения камеры, в ккал/м2-ч-град.
О (Л - /2)
п F Л / '
^ср. а—среднеарифметическая разность температур воздуха и раствора
? — скорость движения воздуха в поперечном сечении камеры FK в м/сек (в
экспериментах скорость воздуха изменялась в пределах от 0,1 до
1 ??/сек)
Величину коэффициента отдачи явного тепла рекомендовано опреде-
определять по уравнению
ая = 340 ?1'8 Яраств ккал/м2 ¦ ч ¦ град. F.9).
Теплотехнический расчет осушительных форсуночных камер, рабо-
работающих на растворе хлористого лития, производят в следующей после-
последовательности.
\. Конечную температуру раствора в поддоне камеры принимают на
5—7° выше средней температуры охлаждающей воды
з. к = ^сР. воды + E -т- 7) град . F.10)*
2 Конечную температуру осушен-
осушенного воздуха по сухому термометру по-
полагают на I—2° выше температуры
раствора в поддоне
^с2 = *раств. к -I A -2) град. F.11)
3 Конечное парциальное давление
водяного пара над поверхностью рас-
раствора принимают таким, чтобы оно на
1—2 мм рт. ст. было ниже парциально-
парциального давления пара в воздухе. Далее по
Я—с-диаграмме (см. рис. 6.5) находят
начальную и конечную концентрации
?? и ?2 хлористого лития, а по рис. 6.9
— конечную температуру осушенного
воздуха по мокрому термометру. Пос-
После этого на /—с/-диаграмме строят ли-
линию процесса осушения воздуха рас-
раствором и вычисляют количество отво-
отводимого гепла и влаги.
го зо
Концентрация растдора iiCl
Рис. 6 9. Конечная температура воз
духа по мокрому термометру в зави
симости от концентрации хлористого
лития и температуры воды, охлажда
ющей раствор, /охв (по И И. Чер
нобыльскому, О. А Кремневу и
А. С. Чавдарову)
/ — линия насыщения (ориентировочно)
121
4. Задаваясь величиной подогрева раствора, определяют его на-
начальную температуру
траста, н == 'раств. к ? Граств ZpCLO . (Ь. 11)
5. Определяют расход раствора по уравнению
"*раств раств
где ? — коэффициент для учета теплоты разбавления раствора, равный 1,05,
сраств—удельная теплоемкость раствора в ккал\кг-град, принимаемая по
табл. 6.2.
6. Вычисляют коэффициент орошения ?раств и коэффициент тепло-
теплоотдачи ап> а также определяют площадь поперечного сечения камеры
? = Qn = G (/? - /,) ж2
= ж
А*ср. a ЗбООи1·8 ?^?^
<после чего подбирают камеру и производят расчеты всех теплообменни-
теплообменников и регенератора1.
К недостаткам форсуночных камер следует отнести забивание фор-
форсунок выпадающей из раствора солью и повышенный унос раствора че-
через сепараторы.
Одним из важных достоинств пленочных камер является меньшая
опасность срыва и уноса капель раствора. Работу этих камер изучали
М. К. Теренецкая и ?. ?. Павлов2. Они установили, что коэффициенты
тепло- и массоотдачи не зависят от концентрации раствора C0% -^
-<?<; 45%) и среднеарифметического температурного напора между
средами [2° -^ (tB0Jl — ^Раств)<^ 15°] ив исследованных пределах явля-
являются функцией скорости воздуха.
При этом были получены следующие зависимости, характеризующие
тепло- и массообмен в пленочной камере с сетками из капрона:
NuT = 0,071 Re04; F.14)
?\?? = 0,064 Re0'64 F.15)
(при 2500<Re< 8000 и орошении рассолом с интенсивностью 160-<
< Оуд< 400 кг/м -ч).
Ьа определяющий размер авторы приняли эквивалентный диаметр
щели между капроновыми сетками, а физические параметры отнесли к
средней температуре пограничного слоя. Численные значения коэффи-
коэффициентов тепло- и массоотдачи, подсчитанные по формулам F.14) и
F.15), приведены в табл. 6.3.
При решении практических задач возможны такие сочетания началь-
начальных и конечных параметров воздуха и раствора, при которых заданные
конечные влагосодержание и относительная влажность воздуха недос-
недостижимы. В этих случаях конечное влагосодержание di и конечное пар-
парциальное давление могут быть определены из совместного решения си-
системы урав'нений
(j _ f R ?
F.17)
? де В(,— барометрическое давление в мм рт. ст.;
/'раств— среднеарифметическое давление водяных паров над раствором в мм .рт. ст.
1 Расчеты регенератора и теплообменников нами опущены. Рекомендуется пользо-
пользоваться книгой Чернобыльского И. И., Кремнева О. А. и Чавдарова А. С. «Теплоисполь-
зующие установки для кондиционирования воздуха». Изд. АН УССР, Киев, 1958.
2 Стр. 122—A26 написаны при участии инж. ?. ?. Павлова.
122
Таблица 6 3-
Значения коэффициентов тепло- и массоотдачи при обработке воздуха раствором
хлористого лития в пленочно-контактной камере
Наименование
Величины я и ? при скорости воздуха в живом сеченил
камеры в м/сек
Коэффициент теплоотдачи ая в
ккал/м2-ч-град
Коэффициент массоотдачи ? в кг/м2х
ХЧ'ММ рт. ст
9,5
0,0425
14,5
0,054
19
0,064
22,8
0,072
25,5
0,076
Примечание Коэффициенты ? подс^игань при среднеарифметических перепадах темпе
ратур воздуха и раствора, а коэффициенты ?—при среднеарифметических перепадах парциальных
давлений
Регенерация раствора производится методом воздушной десорбции в
аналогичной пленочно-контактной камере. Раствор предварительно по-
подогревается в теплообменнике, питаемом низкотемпературной водой
(порядка 80—70°С). Благодаря подогреву парциальное давление водя-
водяных паров над поверхностью раствора становится более высоким, чем
парциальное давление паров в воздухе, вследствие этого ранее погло-
поглощенная влага выпаривается и концентрация хлористого лития восста-
восстанавливается.
Для расчета процесса десорбции могут быть использованы уравне-
уравнения F.14) и F.15).
Через регшерационную камеру следует пропускать воздух, удаляе-
удаляемый из кондиционируемых помещений, ибо он в большинстве случаев
более сухой, чем наружный воздух.
Восстановленный раствор, подаваемый в осушительную камеру,
предварительно охлаждается в теплообменном аппарате, питаемом обо-
оборотной или водопроводной водой. Подогрев раствора при его контакте с
внешним воздухом в пленочной осушительной камере авторы рекомен-
рекомендуют принимать равным А?раств=2°. Тепловой и гидравлический расче-
расчеты теплообменников для подогрева и охлаждения раствора аналогичны
расчетам водоподогревателей и, как общеизвестные, здесь не рассмат-
рассматриваются. Расчет увлажнительной камеры, работающей в изоэнтальпи-
ческом режиме, приведен в главе 5.
Рассмотрим пример расчета тепло- и массообмена в пленочных осу-
осушительной и регенерационной камерах.
Пример 6.1 (рис 610). В пленочной камере необходимо осушить 10 000 кг/ч воз-
воздуха, имеющего начальные параметры tc =30°С, ?? = 50%, di=13,5 г'кг, Ix =
= 15,5 ккал/кг и Pi —16,2 мм рт. ст до конечных иараметрав /с =27°С, ?? = 30%,
^2=6,8 г/кг, /2=10,7 ккал/кг и Рг=8 мм рт. ст. Начальная концентрация раствора
хлористого лития ??=43,4%, начальная и конечная температуры раствора соответст
венно 24 и 26°С, начальная и конечная температуры охлаждающей оборотной воды
соответственно 26 и 24°С.
Определить величины поверхности контакта в камерах осушения и регенерации
требующееся количество хлористого лития, количество раствора и его конечные кон
центрации после осушения и регенерации
Решение Расчет камеры осушения, ??. Определяем количество отводимого в ка
мере осушения явного, полного и скрытого тепла:
Qa = Gcp (/Ci— /Сг) = 10 000-0,24 C0 —27) = 7200 ккал/ч;
Qn = G (/? — h) = Ю000 A5,5 — 10,7) = 48 000 ккал/ч;
QckP = Qn — Qa = 48 000 — 7200 = 40 800 ккал/ч.
123
2 Принимаем скорость воздуха в живом сечении камеры осушения равной 5 м/сек
Тогда согласно табл 6 3 ая =22,8 ккал/м2-ч град и ?=0,072 кг/м2 ч мм рт ст По
верхность неооходимая для отвода явного тепла, составит
F =
1,15
1,15 7200
ср a
22,8
— 105 м,-
Рис 6 10 Схема процесса осушки воздуха растворам LiCl, построенная на
/ — d диаграмме (к примеру 6 1)
3 Вычисляем скрытую теплоту испарения воды в воздух при его гемператуое
30°С
г ? 595 — 0,55 t = 595 — 0,55 30 ? 580 ккал/кг
4 Вычисляем требующийся средний перепад парциальных давлений исходя из
того что поверхность теплообмена должна быть достаточна и для осуществления
ос\шки воздуха
- Q кр 40 800
? Р.п „ = Рв— Япаств — —- ~~ ¦ = 9,5 мм pm cm
ср а
f>rF
0,072 580 105
5 Определяем требующееся среднее парциальное давление водяных таров чад
раствором
16,2 + 8
fpa-тв = Лз — ? Рср а — —9,5 =2,6 мм pm cm
6 Находим по ?—? диаграмме (ам рис 6 5) при
7р=_21±26.=25оС|
что средняя концентрация раствора в осушительной камере должна быть 43,2%, а
начальная и конечная — соответственно 43,4 и 43%
7 Находим количество раствора пользуясь уравнением тетового батька межау
воздухом и раствором
G ?/ =
Отсюда
/раст , 10 000 A5,5— 10,7)-=GpaCTB 0„63,1 2.
10000 A5,5— 10,7)
раств
0,631 2
-= 37 200 кг ч.
124
Вычисляем количество хлористого лития в растворе
paCTB
8 Находим конечное весовое количество раствора после поглощения им водя ??>:?
паров из воздуха
С'раств = Сраств + w = GpacTB + G -j^- = 37 200
A3,5 — 6,8)
-f 10 000 —— -1— - 37 267 кг/ч.
9. Уточняем величину конечной и средней концентраций хлористого пития
G, 16 150
еа=- — 100 = · 100 = 43%;
G" 37 267 /0
раств
16 150
|0О 32
Далее производят определение числа и размеров пленконес>щих поверхностей
се^ок, расстояния между ними и удельного расхода раствора ьа единицу дли вы
сетки. При этом C>д не должно выходить за пределы действия формул F.14) и F15).
На величину поверхности контакта рекомендуется вводить поправочный множи-
множитель 1,15—1,2, с помощью которого учитывают возможную неполноту смачивания
поверхности раствором
Расчеч камеры регенерации (см рис 6 10). Через камеру регенерации пропускаем
отработанный осушенный воздух из помещения, имеющий начальные параметры
tc =24°С, ?'?[ =46%, dj =8,5 г/кг, /?=11 ккал/кг и ? 1=8,6 мм рт. ст. Количество
воздуха по-прежнему равно G = 10 000 кг/ч. В результате регенерации из раствора
должны быть выпарены 67 кг/ч водяного пара, а концентрация раствора повышена
на 43,4—43 = 0,4%.
1 Определяем конечное влагосодержание воздуха после камеры регенерации
ш-1000 67-1000
d0 — d, -f- -8,5Г = 15,2 г/кг.
2 l G 10 000
Этом\ влагосодержанию, согласно /—^-диаграмме, соответствует парциальное
давление водяных паров в воздухе Р2 =18,2 мм рт. ст.
2 Принимаем конечное парциальное давление водяного пара над поверхностью
раствора равным
Р2раств= Р2+ 1-8 = 18>2^- 1,8 = 20 мм рт. ст.
Этому давлению согласно ?—?-диаграмме при ? = 43,4% соответствует раствор с
температурой /2 раств = 5>6°С.
3. Принимаем величину поверхности камеры регенерации равной поверхности ка-
камеры осушения, те же величины коэффициентов тепло- и массоотдачи (а я=
= 22,8 ккал/м2-ч-град и ?=0,072 кг/м2-ч-мм рт. ст.) и определяем начальное парци-
парциальное давление водяного пара над поверхностью раствора
G ( dl~d2 1-FP / Р"\ раств + Р раств __ ?1+ Р\
} \
1000 } \
( 0 + ^pacT» '3,2+8,6
1000
отсюда
р"\ раств =24,5 мм рт. ст.
Концентрации ??=43% и этому давлению, согласно ?—?-диаграмме (см. рис. 6 5),
соответствует начальная температура раствора LiCl 60,5сС. Таким образом, после
камеры осхшения раствоо для регенерации должен быть подогрет на 60,5—26=34,5°.
125
4 Вычисляем конечную температуру воздуха из уравнения теплового баланса по
явному теплу
? г (f —t" \ — F а ? ?? раств ~^~ *2 раств —
10 000 0,24 (^ —24)-105 22,8 ' 60'5 + 56 24 +
отсюда
t"Ct = 47,3°С.
При отой температ\ре и вlaiocoдержании d2 =15 2 г/кг остальные параметшл
воздуха будут
/, = 0,24 / + E95 -f 0,46 tc ) L_ = 0,24 47,3 -f
2 C2 C2 1000
15,2
-^E95-^0,46 47,3) — =20,7 ккал,кг
По/—d диаграмме ?2 —18%
? ? Павлов, произведя соответствующие расчеты, показал, что
для ряда производств процесс осушения воздуха раствором хлористо-
хлористого лития с последующим изоэнтальпическим охлаждением циркули-
циркулирующей водой при сопоставлении с процессом осушения при помощи
холодильных машин приводит к снижению капитальных затрат нэ
20% и расходов электроэнергии на 45%·
2) ОСУШЕНИЕ ВОЗДУХА ПРИ ЕГО КОНТАКТЕ С РАСТВОРОМ
ХЛОРИСТОГО КАЛЬЦИЯ
Раствор хлористого кальция обходится дешевле раствора хлористо-
хлористого лития, но уступает ему по физическим характеристикам В частности,,
при температуре 20°С парциальное давление водяного пара над насы-
насыщенным раствором хлористого кальция в два раза и более выше пар-
парциального давления водяного пара над раствором хлористого лития.
Исследование процесса нагрева и увлажнения воздуха в камере
пленочного типа раствором хлористого кальция выполнили О А Крем-
нев, ? В Зозуля, ? К Теренецкая, Б ? Процышин и А С Гормиз
При этом были получены следующие критериальные зависимости
NuT= 0,078 Re0'62; F.18)
???? - 0,033 Re0'62 F 19)
(npn950<Re< 2500)
За определяющий размер был принят эквивалентный диаметр по-
поперечного сечения прохода между пленконес^щими поверхностями
Как и в случае обработки раствором хлористого лития, коэффи-
коэффициенты тепло- и массоотдачи в исследованных пределах оказались
практически не зависящими от концентрации абсорбента B4<> <
40%)
Численные значения ая и ? приведены в табл. 6.4
126
Таблица 6.4*
Численные значения коэффициентов тепло- и массоотдачи ^ и ? при обработке
воздуха раствором хлористого кальция (?=33-?-35%, ^раств^ЗЭ-т- 40°С)
Коэффициент
от я, ккал/м2-ч град
3, кг/м2 ч мм рт. cm
Величины коэффициентов <хя и ? при скорости воздуха
в живом сечении в м/сек
0,5
4,2
0,013
0,7
5,4
0,02
0,9
6,3
0,023
1,1
7,3
0,0275
1.3
8
0,03
1.5
8,9
0,032
1,7
9.5
0.033
1.9
10
0,034-
Позднее М. К. Теренецкая, Т. К. Васильева и А. С. Гормиз, испытав
полупромышленную установку в режиме нагрева и увлажнения возду-
воздуха раствором хлористого кальция, получили следующие уравнения:
NuT = 0,068 Re; F.20)
???? = 0,049 Re F.21)
tCj-3?r
(при 500 ^ Re< 8000).
Эти уравнения спра-
справедливы для скоростей
воздуха в живом сечении
камеры, достигающих
4,5—5 м/сек. Последова-
Последовательность расчетов про-
процессов осушения хлори-
хлористым кальцием аналогич-
аналогична изложенной выше по-
последовательности расче-
расчетов процессов осушения
хлористым литием.
Для теплотехнических
расчетов процессов обра-
обработки воздуха при распы-
распылении растворов в форсу-
форсуночных камерах могут
быть использованы и дан-
данные о коэффициентах эф-
эффективности теплообмена.
Ниже приведен число-
числовой пример расчета про-
процесса осушения воздуха в форсуночной камере при распылении раствора-
хлористого кальция.
Пример 6.2 (рис. 6.11). Необходимо охладить и осушить в абсорбере 15 000 кг/ч
воздуха с начальными параметрами tc =32°C; /? = 17,3 ккал/кг и rfi = 16 г/кг до ко-
конечных параметров iCz =22°C; /2=11,9 ккал/кг и d2=\\ г/кг.
Решение. 1. Производим осушку и охлаждение воздуха в форсуночном абсорбере-
раствором хлористого кальция. Коэффициент эффективности влагообмена принимаем!
?¦ = 0,95, тогда среднее влагосодержание воздуха у поверхности раствора
10
15(],г/кг
Рис. 6.11. Схема процесса осушки воздуха раствором*
СаС12, построенная на /—^-диаграмме (к приме-
РУ 6.2)
= 16 —
16— 11
0,95
=¦ 10,8 г/кг.
2 Находим точку 3, которая характеризуется температурой tc —21,5°С, продоп-
жив прямую /—2 на /—rf-диаграмме до пересечения с rf3 = 10,8 г/кг Парциальное дав-
давление паров воды в этом воздухе равно приблизительно Рз=Ю,8· 1,2=13 мм рт. ст.
3. Находим по рис. 6.4 среднюю концентрацию раствора, соответствующую усло-
условиям tQ и Р3, которая равна 25%, а по табл. 6.1 теплоемкость раствора 0,7 ккал/кг'Х
Хград и удельный вэс 1234,6 кг/мг.
12?
4 Принимаем, что колебания концентрации раствора не должны превышать
?? = 0,002 Следовательно, согласно уравнению F 5), в системе должно циркулчро
вать раствора не менее
0,25 — 0,002
?раств-= 0,001-15 000 A6— И)———~ s: 9300 кг/ч.
5 Определяем количество гепла, передаваемое раствору, за счет конденсации
влаги и охлаждения воздуха
Qn= 15000 A7,3—11,9) = 81 000 ккал/ч;
тепло растворения, гидратации и разбавления 175 ккал на 1 кг влаги (см рис 6 6)
15000 A6—11I
Q' ~-——- 175 = 13 100 ккал/ч;
всего 81 000+13 100 = 94 100 ккал/ч
Ь Определяем разность температур раствора в процессе
94 100 _
AW- 9зоо.О,7 =14'5·
7 Принимаем, что нагрев раствора в осушителе составляет 3°, следовательно,
^количество циркулирующего раствора должно быть доведено до
врасти —"
14,5
9300 = 45 000 кг/ч.
8 Определяем коэффициент орошения
45 000
'раств- 15000
ВГ
= 3 кг/кг
9 Начальная температура раствора ^ — 21,5—0,5-3=20°С, а конечная /$ =
=20-|-3=23оС. При концентрации раствора 25% этим температурам (см рис 6 4)
соответствуют парциальные давления паров над раствором соответственно 11 и
16 мм рт. ст. и влагосодержание воздуха а?4=11 . 1,2=9,2 г/кг и а?5=16: 1,2=13,3 г/кг
10 Строим на /—rf-диаграмме по найденным температурам и влагосодержаниям
воздуха точки 4 ? 5, характеризующие начальное и конечное состояния воздуха, приле-
прилегающего к поверхности раствора.
3) ОСУШЕНИЕ ВОЗДУХА ПРИ ЕГО КОНТАКТЕ С ТВЕРДО-ЖИДКИМ
ХЛОРИСТЫМ КАЛЬЦИЕМ
По мере обводнения твердый хлористый кальций превращается в
раствор. Процесс осушения воздуха при его контакте с твердым хло-
хлористым кальцием, постепенно переходящим в раствор, протекает изо-
энтальпически.
В. И. Сыщиков на основе экспериментального изучения созданных
им воздухоосушительных установок с использованием хлористого каль-
1 а б л и ц а
Значения 4 и В в формуле F.22)
Тип адсорбера и способ его
снаряжения
Вертикальный .
Горизонтальный, снаря-
снаряженный вертикальны-
вертикальными кассетами . .
Горизонтальный, гори-
горизонтальные кассеты
уложены открытой по-
поверхностью вверх, по
верхносгь твердого сор
6eHia не покрыта сло-
слоем раствора
То же, после покрытия
поверхности слоем рас-
раствора . . .
л
45,7
57,65
51,45
77,5
с
L.
—о,
—1,
—0,
— 1,
>
24
03
595
16
ция в твердо-жидком состоянии
установил, что интенсивность вла-
гопоглощения и конечная относи-
относительная влажность воздуха зави-
зависят от типа адсорбера и началь-
начальной температуры воздуха
?? = A -j- BtH % F.22)
где А я В — свободный член и колрф >
циент (в табл 6 5)
Вычисление конечной концент-
концентрации раствора хлористого каль-
кальция производится по формуле
?? = С + DtH. F.23)
Для горизонтальных кассет с
поверхностью сорбента, обращен-
обращенной вверх, С=21,9 и D = 0,7/,
428
а для всех остальных случаев расположения кассет С=34,2 и Z)=0,36.
Хлористый кальций с начальной концентрацией 60% поглощает
водяные пары в количестве 100% от начального веса твердой соли как
при низких положительных, так и при отрицательных температурах
воздуха.
2. ОСУШЕНИЕ ВОЗДУХА АДСОРБЕНТАМИ
Адсорбенты поглощают водяной пар из воздуха вследствие того, что
давление пара в порах адсорбента ниже парциального давления в осу-
осушаемом воздухе. В практике кондиционирования воздуха применяют
силикагель, активированные окись алюминия, бокситы и древесный
уголь.
Физическая характеристика некоторых адсорбентов приведена ниже
Силикагель Окись
Физическая характеристика с-Тч алюминия
Ь1°2 А12О3
Пористость в % объема 70 57
Удельный вес в кг/м3 600—700 830
Поглотительная способность в % к
сухому весу 25—50 18—24
Эффективность сорбента зависит от температуры, влажности, ско-
скорости, давления осушаемого воздуха и толщины слоя поглотителя.
Скорость набегающего потока воздуха следует принимать равной
0,3—0,5 м/сек, толщину слоя ¦— не менее 50 мм, а количество силика-
геля — 1 кг на 40 м3 осушаемого воздуха в 1 ч.
Схема процесса осушки воздуха адсорбентом на /—^-диаграмме
представляется прямой /i = const, направленной к оси ординат.
Адсорбенты обладают избирательной поглотительной способностью,
например, силикагель преимущественно поглощает водяные пары, а
активированный уголь — пары органических соединений.
Для реактивации адсорбент нагревают так, чтобы давление пара
адсорбированной влаги стало выше парциального давления водяного
пара в воздухе, пропускаемом через реактиватор. Охлажденный адсор-
адсорбент после реактивации имеет в порах давление водяного пара ниже
парциального давления пара в воздухе. Температура реактивации ле-
лежит в пределах от 75 до 300°С (для силикагеля обычно ее принимают
120°С).
Осушка воздуха твердыми веществами производится статическим
или динамическим методами.
При статическом методе циркуляция воздуха происходит за счет
естественной конвекции. В помещении размещаются отдельные порции
адсорбента. Воздух помещения, непосредственно соприкасающийся с
поверхностью адсорбента, осушается. Водяной пар из отдаленных слоев
воздуха диффундирует и переносится конвекцией к поверхности ад-
адсорбента.
Динамическая осушка адсорбентами производится с помощью ап-
аппаратов двух видов: с непрерывно вращающимся поглощающим слоем
(рис. 6.12) и с неподвижным слоем (рис. 6.13). В аппаратах первого
типа около 75% адсорбента постоянно находится в потоке осушаемого
воздуха и извлекает из него влагу, а около 25% адсорбента, проходя
через поток горячего воздуха, отдает влагу и тем самым восстанавли-
восстанавливает свою поглощающую способность. В аппаратах второго типа ад-
адсорбирующий материал неподвижен, одна его часть поглощает влагу,
а другая в это время находится в процессе реактивации. Переключ-е-
ние с режима поглощения на режим реактивации производится систе-
*» Зак 665
мой автоматики. В аппаратах второго типа основной процесс осушки
воздуха идет при постоянной скорости поглощения, которая затем рез-
резко падает.
? помещение
В птмоареру
Рис 612. Схема воздухоосушите-
ля с вращающимся ротором, за-
загруженным адсорбентом
/—воздушные фильтры, 2—приточ-
2—приточный вентилятор; 3 — воащающийся в
горизонтальной или вертикальной плос
кости барабан, загруженный поглоща-
поглощающим материалом; 4 — канал для по-
подачи воздуха на реактивацию; 5 — воз-
воздухоподогреватель; 6 — вентилятор,
удаляющий горячий воздух после ре-
реактивации
В атмосферу
Рис. 6.13. Принципиальная схема воз
духоосушителя с неподвижными
слоями поглощающего материала и
автоматическим переключением с ре
жима адсорбции на режим реакти
вации
/ — воздушный фильтр; 2 — приточный
вентилятор; 3 — воздухоподогреватель, 4 —
трехходовые воздушные клапаны, 5—слой
поглощающего материала (силикагеяя)
6 — воздухоохладитель; 7 — вытяжной вен
тилятор
Сопротивление слоя силикагеля толщиной ? в мм при скорости на-
набегающего потока ? в м/сек выражается формулой
h = 4 Ь ?2 кГ/м2.
F 23)
Адсорбция возможна вплоть до полного насыщения сорбента, но
практически процесс заканчивают несколько раньше путем переключе-
переключения работавшего ложа на реактивацию, а подготовленного ложа — на
осушку.
При реактивации температура уходящего воздуха по сухому тер-
термометру сначала резко поднимается и потом держится на постоянном
уровне, пока большая часть воды, содержащейся в материале, не ис-
испарится. Затем температура выходящего воздуха вновь резко повы-
повышается, что является сигналом окончания процесса реактивации.
Тепло адсорбции состоит из скрытой теплоты испарения и теплоты
смачивания, освобождающейся при контакте жидкой и твердой поверх-
поверхностей. При конденсации скрытое тепло преобразуется в явное. Тепло-
расходуется на нагрев слоя осушителя, уходит через стенки аппарату-
аппаратуры и уносится воздухом. Выходящий из осушителя воздух перед пода-
подачей в кондиционируемое помещение обычно охлаждается. В ряде слу-
случаев, например при осушке подвалов, повышенная температура возду-
воздуха не является помехой и мер к его охлаждению не принимают.
Изменение равновесного состояния водяного пара в силикагеле и в
осушаемом воздухе в зависимости от температуры воздуха, равной
температуре геля, и от парциального давления паров воды или тем
пературы точки росы воздуха показано на рис. 6.14 и 6.15. Кривые нэ
рис. 6.14 асимптотически приближаются к оси ? при 5—6%-ном содер-
содержании влаги по отношению к сухому весу геля. Это количество влаги
130
следует оставлять в геле после реактивации, так как дальнейшее уда-
удаление влаги приводит к физическим изменениям силикагеля и сниже-
снижению его адсорбционной способности.
Гели характеризуют «полезной концентрацией», означающей погло-
поглотительную способность (за исключением остаточного содержания влаги
после реактивации).
-18 ±0 20 40 60 80 100 120
Температура Воздуха и геля 8 °С
S И 15 70 2S
Влагосодержоние боздуха б г/и3
Рис. 6.14. Кривые равновесного
состояния водяного пара в сили-
кагеле с удельным весом 700 кг/ж3
/— при парциальном давлении водя-
водяного пара Р=0,025 мм рт. ст. и тем-
температуре точки росы t — — 51,ГС;
2 — при ? — 0,17 мм рт. ст. и
t =—34,4°С; 3 — при Р=0,56 ММ
т.?
рт. ст. и t =—23,3"С; 4— при Р=
т.?
= 1,6 мм рт. ст. и ty =—13,9ОС; 5 —
при Р=3 мм рт. ст я t =—3,9°С;
6 — при Р=6,3 мм рт. ст. и
Рис. € 15. Адсорбция влаги силика-
гелем (диаметр зерен 2—4 мм, тол-
толщина слоя 0,5 м, скорость воздуха
0,2 м/сек)
¦ равномерная воздушная нагрузка;
неравномерная воздушная нагрузка
т.?
=5°С; 7 —при Р=12,5 мм рт. ст. и
t =15°С; 8—при Р=25 мм рт. ст
и t =26,7°С; 9 — при ?=50 мм рт.
ст. 'и /т =38,3°С; 10— при Р=
= 100 мм рт. ст. и f =51,7°С; 11 —
при Р=200 мм рт. ст. и
12 — при Р=400 мм рт. ст. и
?
=66,7вС;
При постоянных температурах
воздуха и геля количество адсорби-
адсорбированной влаги находится в прямой
зависимости от температуры точки
росы (влагосодержания) воздуха.
Если температура точки росы воз-
воздуха близка к температуре по сухо-
сухому термометру (?~ 100%), то рав-
равновесное содержание воды в геле
весьма близко к 40% от его сухого
веса при одинаковых температурах
воздуха и геля.
Количество влаги, поглощаемой
адсорбентом, увеличивается при
повышении начальной температуры точки росы воздуха. При постоян-
постоянной температуре точки росы количество поглощенной влаги растет со
снижением температуры и увеличением насыщения воздуха. Повыше-
Повышения производительности адсорбера можно достичь путем увеличения
количества пропускаемого воздуха при одновременном повышении
влажности иа выходе из аппарата.
При высокой температуре осушенного воздуха и особенно когда
после осушки необходимо получить низкую температуру точки росы,
выгодно устанавливать охладитель для понижения температуры посту-
поступающего воздуха. С понижением температуры в адсорбере степень
осушки воздуха существенно увеличивается. Иногда воздухоохладите-
воздухоохладители встраивают непосредственно в ложе адсорбента.
т.р
=82 2°С- 13 — при Р=750 мм рт. ст. и
t =100°С
? ?
9* San 665
Глава 7
ТЕПЛОВЛАЖНОСТНАЯ ОБРАБОТКА ВОЗДУХА
В ПОВЕРХНОСТНЫХ РЕБРИСТЫХ ОХЛАДИТЕЛЯХ
И ПОДОГРЕВАТЕЛЯХ
1. КОНСТРУКЦИИ ПОВЕРХНОСТНЫХ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ
Наиболее распространены ребристотрубные поверхностные возду-
воздухоохладители, которые изготовляются со спирально навитыми ребра ли
из целой или разрезанной ленты или с пластинчатым оребрением
Область применения воздухоохладителей непосредственного испа
рения — местные и центральные кондиционеры сравнительно неболь
шой производительности Область применения воздухоохладителей,
питаемых водой, — центральные кондиционеры большой производи-
производительности, местные кондиционеры и кондиционеры-доводчики Возду
хоохладители, питаемые слабыми растворами хлористого кальция
СаСЬ или хлористого натрия NaCl, применяют в системах кондицио
нирования воздуха при температуре поверхности охладителей близкой
кО°С
Для защиты от коррозии со стороны влажного воздуха и для обес-
обеспечения тщательной очистки от внутренних загрязнений во время изго-
изготовления воздухоохладители непосредственного испарения фреона
изготовляют из медных труб диаметром от ???? до 28X1,5 им с на-
насаженными на них латунными, медными или алюминиевыми ребрами
с шагом от 2 до 9 мм
Конструктивно водорассольные воздухоохладители мало отличают-
отличаются от воздушных трубчато-пластинчатых и трубчатых спирально нави
тых подогревателей — калориферов В СССР водовоздушные охлади
тели изготовляют из стальных труб, оребренных стальной спирально
навитой лентой или стальными пластинами Рассольные воздухоохла
дители обычно изготовляют из стальных труб диаметрами 24X2,
30x2,5, 38X2,5 мм со стальными ребрами
Поверхность стальных воздухоохладителей центральных кондицио-
кондиционеров составляет около 200 м2 на 1 м3 объема при весе около 5 кГ/м2
Подвод и вывод холодоносителя осуществляют так, чтобы общее на-
направление движения воды и воздуха было встречным
Для сбора и отвода конденсата под воздухоохладителями всепа
устанавливают поддоны Последние необходимы даже при работе воз-
воздухоохладителей в режиме сухого охлаждения, для сбора конденсата,
выпадающего в пусковой период и при отклонениях начальных пара
метров или количеств во-здуха и холодоносителя от расчетных величин
Возд\ хоохладители высотой более 2 м при работе в режиме охлажде
ния и осушения воздуха разделяют по вертикали, вводя в отдельные
части самостоятельные поддоны При отсутствии поддонов нижние
части чрезмерно заливаются конденсатом, что затрудняет тепло- и влаго-
обмен, повышает аэродинамическое сопротивление и унос водяныч ка
етель
По данным А А Гоголина, при весовой скорости воздуха в живом
сечении воздухоохладителя 5—6 кг/м2 сек ? нос капель из воздухоох-
132
ладителя не наблюдается; начиная со скорости 8 кг/м2-сек \нос капель
становится интенсивным. Поэтому весовую скорость воздуха в живом
сечении воздухоохладителя не следует принимать более 6 кг/м2-сек^
Скорость воды и рассолоп о ? рубках воздухоохладителя рекомендуется
принимать 0,5—1,2 м/сек.
Для беспрепятственного сгока выпадающего из воздуха конденсата
ребра воздухоохладителя должны располагаться в вертикальной плос-
плоскости, а несущие ребра трубы — в горизонтальной.
2. РЕЖИМЫ РАБОТЫ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ
Воздухоохладители могут работать в режимах: 1) с>\ого охлажде-
охлаждения, которое характерно для местных и зональных охладителей, под-
подоконных вентиляторных и эжекционных доводчиков; 2) одновременного
охлаждения и осушения воздуха, которое обычно наблюдается в авто-
автономных, местных и центральных кондиционерах; 3) охлаждения и осу-
осушения при орошении воздуха и поверхности охладителей циркулирую-
циркулирующей водой, распыляемой форсунками; 4) охлаждения и осушения при
выпадении инея (воздухоохладители, питаемые рассолами и хладаген-
хладагентами).
При определенных сочетаниях количеств и состояний воздуха и хла-
доносителя возможно, что в передней по ходу воздуха части неорошае-
неорошаемого охладителя осуществляется отдача воздухом одного явного тепла,
а в задней — совместная отдача тепла и влаги. В равномерно орошае-
орошаемом воздухоохладителе такое явление исключается и по всей поверх-
поверхности происходит отдача тепла и влаги от воздуха.
Орошение воздуха и охладителя производится через форсунки диа-
диаметром 4—5 мм при давлении воды около 1,5 ати. При этом коэффи-
коэффициент орошения равен 0,7—1. Орошение такими сравнительно неболь-
небольшими количествами распыляемой циркулирующей воды позволяет осу-
осуществлять очистку воздуха и теплообменной поверхности от пыли,
частично удалять из воздуха неприятные запахи, а также интенсифи-
интенсифицировать тепло- и влагообмен. Кроме того, при орошении возможна
организация регулирования относительной влажности воздуха в поме-
помещениях, например по методу точки росы. Орошение поверхностных
теплообменников открывает возможность осуществления всех процес-
процессов обработки воздуха, которые до этого считались выполнимыми толь-
только в форсуночных камерах. Иными словами, орошаемые теплообмен-
теплообменники, так же как и камеры, в теплотехническом отношении универ-
универсальны. Однако данных о практике использования орошаемых тепло-
теплообменников в качестве аппаратов для нагрева и увлажнения воздуха в
данное время недостаточно.
3. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ
ПОВЕРХНОСТНЫХ РЕБРИСТЫХ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ
Тепловые расчеты воздухоохладителем основываются на экспери-
экспериментальных данных о тепло- и влагообмене. Метод расчета во многом
определяется характером формул, описывающих результаты опытов.
В НИИ санитарной техники выполнены эксперименты с питаемыми
холодной водой ребристыми воздухоохладителями, работавшими по-
последовательно на режимах: 1) сухого охлаждения; 2) охлаждения и
осушения; 3) охлаждения и осушения при орошении поверхности
распыляемой водой. Главная задача исследований состояла в установ-
установлении характера передачи тепла и влаги, а также в обосновании ос-
основных положений методики теплового и аэродинамического расчетов
поверхност ных воздухоохладителей.
133
Испытывали стальные оцинкованные четырех-, шести- и восьмиряд-
ный воздухоохладители из расположенных в коридорном порядке труб
(<iH=22 мм и dBH =18 мм) со спирально навитым гофрированным лен-
ленточным оребрением (высота /г= 10 мм, толщина с оцинковкой ? =
= 0,7 мм, шаг навивки ??=4,4 мм). Кроме того, проведены контроль-
контрольные опыты на медном четырехрядном воздухоохладителе из труб с
накатанным спирально-винтовым оребрением.
Указанные опыты показали, что коэффициенты теплопередачи в
ккал/м2-ч-град описываются уравнениями:
в режиме сухого охлаждения
О т
kn = - с = ?? (? у) ? 'у G.1)
* ? ? *ср. Л
в режимах охлаждения и одновременного осушения воздуха, при
орошении поверхности и без него
G-2)
„ —~р*
? i0 ('.о;
Заесь (?у) — весовая скорость воздуха в живом сечении воздухоохпадителя
в кг/ж2· сек,
/ о = ¦ —температурный параметр,
tCx — 4н
? — скорость воды ?? трубках воздухоохладителя в м/сек
Сопротивление воздухоохладителя выражается формулой
?? = ?1(??)' zTp кГ(м\ G,4)
де 2тр—число рядов труб по ходу воздуха
Формулы для определения средних приведенных коэффициентов
теплоотдачи а^, теплопередачи &я и kn и сопротивлений проходу воз-
воздуха Ah, полученные при обработке материалов исследований стальных
воздухоохладителей, приведены в табл. 7.1 и 7.2.
Испытаниями установлено, что значения коэффициентов явной
теплопередачи &я и средние приведенные значения коэффициентов теп-
теплоотдачи ан при охлаждении воздуха без изменения его влагосодержа-
ния при всех прочих равных условиях практически одинаковы со зна-
значениями коэффициентов явной теплопередачи и теплоотдачи при ох-
охлаждении и одновременном осушении воздуха.
Значения коэффициентов явной и полной теплопередачи при охлаж-
охлаждении и осушении воздуха в орошаемом воздухоохладителе выше, чем
значения коэффициентов теплопередачи и теплоотдачи у того же возду-
воздухоохладителя, работающего в одинаковых условиях, но без орошения
поверхности циркулирующей водой. Это объясняется тем, что при рас-
распылении орошающей воды форсунками создается дополнительная
поверхность теплообмена, не учитываемая при определении коэффици-
коэффициентов теплопередачи и теплоотдачи и, кроме того, увеличивается ско-
скорость движения пленки конденсата по поверхности Относительное по-
повышение теплопередачи зависит от числа рядов труб в воздухоохлади-
воздухоохладителе 2тр, скорости движения воздуха и холодоносителя. Чем больше
число рядов труб, тем меньше увеличивается значение коэффициента
теплопередачи. Это объясняется тем, что по отношению к большей по-
* Эти коэффициенты включают в себя коэффициент эффективности ребристой по-
поверхности. Они вычислены по формуле
k* "вн
? = ?? й = 7 ~ ккал/м2-Ч град
Н Э авн ~ *ор Ая
134
еерхности роль дополнительной поверхности, создаваемой форсуночны-
форсуночными факелами, снижается.
Аэродинамическое сопротивление воздухоохладителей, работающих
в режиме охлаждения с одновременным осушением воздуха, примерно
на 50% выше, чем у этих же воздухоохладителей, но работающих в ре-
режиме сухого охлаждения. Рост сопротивления объясняется тем, что вы-
выпадающая на оребрении влага стесняет проход воздуха. При орошении
поверхности сопротивление еще больше возрастает, ориентировочно
следует считать, что это сопротивление возрастает на 80—100%.
Таблица 71
Уравнения для определения средних приведенных коэффициентов теплоотдачи
и теплопередачи воздухоохладителей
Режим работы воздухо-
воздухоохладителя
Сухое охлаждение
воздуха
Охлаждение и осу-
осушение воздуха без
орошения поверхности
воздухоохладителя
Охлаждение и осу-
осушение воздуха при
орошении поверхности
воздухоохладителя
распыляемой циркули-
циркулирующей водой
Воздухоохладители с числом рядов труб по ходу воздуха
2ТР^4
?? = 7,68(??)°·49?0·12;
?я = 8,36 (? ?H'44 ?0·18
?? = 8,97(??)?·56??·15?2·14;
^=9,5(??)?·56??<2?°·25;
?? = 8,82(?;?)?·29??·227?0·6
??=22(??)?·61??'?427?·55;
^ = 22,4(??)°'51??·12?00·55;
kn= 17,87 (??)°·23?°.37 7^-?.??
??? = 8
??-7,7(??)°·65?0.05;
*? = 8,4(??)°·57?°·13
€?, = 9,1(??)°·61?°·»?·*;
^=??,8(??)?·54?°·217?·29;
??=12,8(??)?'35?°·25?^0·38
??=12(??H·7 ?0·12^'39;
*?=12,2@?)°·61?°·27?·38;
??=13,8(??H·41?0·27?·38
Примечание Уравнения справедливы при изменении ? от 0,385 до 1,15 и 7\> от 0,3 до 0,6
Таблица 72
Уравнения для определения аэродинамического сопротивления ребристых
воздухоохладителей
Режим работы воздухоохлади-
воздухоохладителя
Cvxoe охлаждение воздуха
Охлаждение с выпадением
влаги
Стальные воздухоохладители
шестирядный
?/? = 0,15(??J·02
?? = 0,25(??I·82
восьмирядный
?? = 0,32 (о ?I·73
?? = 0,91 (??I>37
Сопротивление проходу воды в воздухоохладителях (впредь до про-
проведения специальных испытаний) можно определять расчетным путем
по элементам или находить по формуле Л. Ф. Краснощекова
Я = 26,85
пт
.0,8 xwl.85
xwl
"вн
10е кГ/м*,
G.5)
где п—количество последовательно соединяемых но холодоносителю элементов
калориферной или воздухоохладительной установки;
W ¦— расход холодоносителя в м3/ч;
diH—внутренний диаметр присоединительного патрубка элемента в мм,
тхол — число ходов холодоносителя в элементе
tat
При пропуске рассолов в формулу G.5) необходимо вводить поправ-
поправку, соответствующую отношению удельных весов и вязкости рассола и
воды. Располагаемое давление должно на 10—15% превышать расчет-
расчетные потери.
4. ТЕПЛОВОЙ И АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ
ПОВЕРХНОСТНЫХ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ
Расчет поверхностных воздухоохладителей обычно состоит в опреде-
определении величины их необходимой поверхности, числа рядов по ходу воз-
воздуха и аэродинамического сопротивления. Начальные и конечные пара-
параметры воздуха находятся в результате предварительного построения
процессов обработки воздуха по /—^-диаграмме и расчета процессов
кондиционирования воздуха с учетом необходимости поддержания за-
заданного состояния воздуха в помещениях.
При выполнении проверочных расчетов известны поверхность охла-
охладителя, число рядов и начальные параметры воздуха и холодоносителя,
а искомыми являются конечные параметры воздуха и холодоносителя
после воздухоохладителя.
Наиболее простыми являются способы расчета, в которых исполь-
используются коэффициенты либо полной теплопередачи, либо теплоотдачи со
стороны воздуха в сочетании с коэффициентом увеличения теплообмена
за счет массообмена ?*.
Для расчета следует пользоваться экспериментальными значениями
коэффициентов теплоотдачи, теплопередачи или эффективности тепло-
теплообмена, установленными при испытаниях воздухоохладителя заданной
конструкции в соответствующем режиме работы. Однако такие материа-
материалы, особенно по орошаемым воздухоохладителям, отсутствуют, за ис-
исключением приведенных выше данных (см. табл. 7.1). Вместе с тем
имеется большое количество материалов опытов, представленных в ви-
виде зависимостей для коэффициентов ? „ и kn в режиме сухого охлажде-
охлаждения или нагрева. Учитывая установленный факт практического равен-
равенства коэффициентов явной теплопередачи и явной теплоотдачи в режи-
режимах сухого охлаждения и охлаждения с одновременным осушением,
можно впредь до уточнения для расчета орошаемых охладителей дру-
других конструктивных исполнений использовать полученные в НИИ сани-
санитарной техники данные и рекомендуемый далее прием (см. стр. 140).
С этой целью в табл. 7.3—7.5 приведены соотношения между коэф-
коэффициентами теплопередачи и теплоотдачи орошаемых и неорошаемых
водорассольных стальных спирально навитых воздухоохладителей с
четырьмя и восьмью рядами труб по ходу воздуха. Коэффициенты, ука-
указанные в табл. 7.3—7.5, могут быть использованы в первом приближе-
приближении в качестве поправочных множителей при расчетах воздухоохлади-
воздухоохладителей, для которых известны только значения коэффициентов теплоот-
теплоотдачи или теплопередачи в режимах сухого охлаждения воздуха или
охлаждения и одновременного осушения без орошения поверхности.
Поправочные множители для пяти-, шести- и семирядных воздухоохла-
воздухоохладителей могут вычисляться путем линейной интерполяции данных
табл. 7.3—7.5.
Расчет воздухоохладителей новой конструкции имеет ту особенность,
что живое сечение их для прохода воздуха неизвестно, поэтому при за-
заданных количествах охлаждаемого воздуха и его начальных и конечных
параметрах приходится находить как требующуюся весовую скорость,,
так и глубину теплообменников по ходу воздуха (число рядов труб 2трХ
* Этот коэффициент часто называют коэффициентом влаговыпадения.
J36
Таблица I
Относительные величины коэффициентов зн, &я и kn для орошаемых
воздухоохладителей, работающих в режиме охлаждения и одновременного осушения
воздуха (при скорости воды ?=0,6 м/сек)
скорость
воздуха
у в кг/ж1
сек
3
4
5
б
7
Относи-
Относительные
коэффи-
коэффициенты
я и
%
kn
К
ka
К
К
к
К
Воздухоохладители
четырехрядный
восьмнрядный
Величины fl
0,3
1,68
1,61
1,58
1,7
1,59
1,55
1,72
1,57
1,53
1,74
1,56
1,51
1,76
1,55
1,5
| 0,35
1,79
1,69
1,6
1,81
1,67
1,57
1,84
1,65
1,55
1,85
1,63
1,54
1,87
1,62
1,52
0,4
1,89
1,76
1,62
1,92
1,74
1,59
1,94
1,72
1,57
1,96
1,7
1,55
1,98
1,69
1,54
0.45
1,99
1,82
1,64
2,02
1,8
1,61
2,04
1,78
1,59
2,05
1,76
1,57
2,08
1,75
1,56
0.5
2,07
1,88
1,65
2,1
1,86
1,63
2,13
1,84
1,6
2,15
1,82
1,59
2,17
1,81
1,57
0.3
1,2
1,1
1,23
1,12
1,26
1,14
1,29
1,15
1,3
1,16
0.35
1,23
1,11
1,26
1,14
1,29
1,15
1,31
1,17
1,33
1,18
0,4
1,26
1,13
1,14
1,29
1,15
1,16
1,31
1,17
1,18
1,34
1,18
1,19
1,36
1,19
1,2
0,45
1,28
1,14
1,31
1,16
1,34
1,18
1,36
1,19
1,38
1,21
0,5
1,3
1,15
1,33
1,17
1,36
1,19
1,39
1,21
1,41
1,22
Таблица
Относительные величины коэффициентов зн, ka и kn для орошаемых
воздухоохладителей, работающих в режиме охлаждения и одновременного
осушения воздуха (при скорости воды ? = 0,8 м/сек)
Весовая
скорость
воздуха vy
в кг[м*·
сек
3
4
Относи-
Относительные
коэффици-
коэффициенты
%
К
к
к
к
0,3
1,63
1,58
1,64
1,65
1,56
1,61
0
1,
1
1
1,
1,
1,
четырехрядньгё
,35
73
65
66
75
63
64
0
1
1
1
1,
1,
1,
,4
83
72
68
86
7
66
0
1
1
1
1,
1,
1,
Воздухоохладители
,45
92
78
7
95
76
67
Величины
0
2
1
1
2,
1,
1,
,5
01
,84
,72
04
82
69
0
1
1
1,
1,
То
,3
21
1
24
12
0
1
1
1,
1,
восьми рядный
,35
24
?
27
14
0
1
1
1
1,
1,
1
.4
26
13
15
3
15
,17
0
1,
1,
1,
1,
45
29
14
32
16
(
1
1
1
1
),5
,31
,15
,34
,17
Весовая
скорость
воздуха vy
в кг/м2
сек
5
6
7
Относи
тельные
коэффи-
коэффициенты
ан
К
к
К
К
к
1
1
1
1
1
1
1
1
1
0,3
,67
,54
,59
,69
,52
,57
,7
,51
,56
четырехрядный
0,35
1,78
1,61
1,61
1,8
1,59
1,6
1,81
1,59
1,58
0,4
1,88
1,68
1,63
1,9
1,66
1,61
1,92
1,65
1,6
Воздухоохладители
0,45
1,
1,
1,
1,
1,
1,
2,
1,
1,
97
74
65
99
72
63
01
71
62
Величины
0
2,
1,
1,
2,
1,
1,
2,
1,
1,
.5
06
80
67
08
79
65
1
77
63
0
1,
1,
1,
1,
1,
1,
т»
,3
27
14
29
15
31
16
Продолжение табл
восьмирядный
0,35
1
1
1
1
1
1
,3
,15
,32
,17
,34
,18
(
1,
1,
1
1
1
1
1
1
1
).4
32
17
18
35
18
2
,37
,19
,21
0
1
1
1
1
1
1
45
35
18
37
19
,39
,21
0
1,
1,
1,
1,
1,
1,
74
.5
37
19
39
21
41
22
Таблица 75
Относительные величины коэффициентов ян, Ая и kn для орошаемых
воздухоохладителей, работающих в режиме охлаждения и одновременного осушения
воздуха (при скорости воды со=1 м/сек)
Весовая
скорость
воздуха vy
в кг/ч2
сек
3
4
5
6
7
Относи-
Относительные
коэффици-
коэффициенты
ан
К
К
к
к
кп
ан
К
К
К
к
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
0,3
,6
,55
,7
,61
,53
,67
,63
,51
,65
,65
,5
,63
,66
,49
,61
0
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
четырехрядный
,35
,69
,62
,72
,71
,6
,69
,74
,58
,67
,75
,57
,65
,77
,56
,64
0
1,
1,
1,
1,
1,
1,
1
1
1
1
1
1
1
1
1
¦* !
79
69
74
82
67
71
84
65
69
85
63
67
87
62
,66
0
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
Воздухоохладители
45
88
75
76
91
72
74
,93
,71
,71
,95
,69
,69
,96
,68
,68
Величины
0,
1
1
1
1
1
1
2
1
1
2
1
1
2
1
1
5
96
81
78
99
78
75
,01
,76
,73
,03
,75
,71
,05
,73
,69
0
1,
1,
1,
1
1
1
1
1
1
1
То
,3
22
1
25
12
28
14
3
15
,32
,16
0
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
восьмирядный
35
,25
,11
,28
,14
,31
,15
,33
,17
,35
,18
0
1,
1,
1,
1,
1,
1,
1
1
1
1
1
1
1
1
1
,4
27
13
15
3
15
17
33
17
19
35
18
2
,37
,19
,21
0
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
45 |
,29
,14
,33
,16
,35
,18
,38
,19
,4
,21
0
1,
1,
1,
1,
1
1
1
1
1
1
.5
32
15
35
17
38
19
4
21
,42
,22
138
На основании экспериментов, выполненных в НИИ санитарной тех-
техники, при расчете поверхностных воздухоохладителей, работающих с
выпадением влаги, необходимо следить за тем, чтобы перепад между
температурой точки росы воздуха в его конечном состоянии и конечной
температурой воды (tV2 — tB.K) сохранялся для перекрестно-противоточно-
го воздухоохладителя в пределах 0,7—1,5°.
1) РАСЧЕТ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ С ПРИМЕНЕНИЕМ
ЗАВИСИМОСТЕЙ, УСТАНОВЛЕННЫХ ДЛЯ КОЭФФИЦИЕНТОВ
ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ кя Икп
Определение величины поверхности воздухоохладителя с использо-
использованием экспериментально установленных коэффициентов теплопереда-
теплопередачи производится точно так же, как и определение поверхности воздухо-
воздухоподогревателя. При этом возможно применение следующих двух ме-
методов.
I метод расчета
А. Расчет воздухоохладителя, работающего в режиме охлаждения
воздуха без изменения его влагосодержания (сухое охлаждение), со-
состоит из следующих операций.
1. Вычисляют весовую скорость воздуха в живом сечении воздухо-
воздухоохладителя, пользуясь заданными температурными перепадами по воз-
воздуху и холодоносителю, а также конструктивными характеристиками
воздухоохладителя
? ? nt
"?
X @,00024 b) l-mi-n* Кг/М2. сек. G,6)
2. Определяют удельное часовое количество воздуха, охлаждаемого
1 м2 воздухоохладителя,
? у 3600
g=—! кг/м2-ч. G.7)
Мтр
3. Находят величину требующейся поверхности воздухоохладителя
FH = — ж2. G.8)
g
Б. Расчет воздухоохладителя, работающего в режиме охлаждения
и одновременного осушения воздуха с орошением или без орошения
поверхности, состоит из определения весовой скорости воздуха по урав
нению:
?
? ?—? ?
@,001?) (/], — /2) (rB ? — /?, a) ?
\ 3600 ,
? ?
'""""" ~1"""" G-9)
После этого выполняются те же операции расчета, что и в п. А.
В приведенных формулах дополнительные обозначения следующие
A tc = t — tc — разность температур воздуха по сухому термометру в град,
? tn=tBK—/ВЛ1—разность температур по холодоносителю в град;
/? и /2—начальная и конечная энтальпия воздуха в икал/кг;
?? = Fp/fM— коэффициент глубины одиночной ребристой трубы или ряда,
,i = ?? ??? — коэффициент глубины воздухоохладителя,
139
— конструктивная характеристика возд>\оо\ладителя,
Fp — поверхность одного ряда труб в ж2,
гтр— число рядов труб,
^н — Fp 2тр — поверхность воздухоохладителя в и2,
¦фж и /ж—живое сечение для прохода соответственно холодоноситетя к возг-
духа в м2.
В. Расчет орошаемых воздухоохладителей, когда отсутствуют дан-
данные прямых экспериментов, но имеются формулы для коэффициентов
теплопередачи неорошаемых воздухоохладителей, ведется в иной после-
последовательности.
1. Задаются числом рядов 2Тр, а также значениями vy и ?.
2. Вводят поправку к свободному члену формулы коэффициента
теплопередачи для неорошаемого воздухоохладителя согласно данным
табл. 7.3—7.5.
3. Проверяют правильность ранее принятого числа рядов воздуха^
охладителя по формуле
гтр = (? у)]-т~п (А1) @,001 *Г (/, - ?,)?-? ?
X (tB K~tB H)" ?/ср'л TQ G.10)
4 Находят коэффициент глубины воздухоохладителя:
jj гр тр · К * ?
5. Определяют удельное количество воздуха, охлаждаемого 1 я2
охладителя, по формуле G.7) и далее находят величину поверхности
воздухоохладителя по формуле G.8).
Аэродинамическое сопротивление воздухоохладителя, работающего-
в режиме сухого охлаждения, находят по формуле G.4) и табл. 7.2. При
работе воздухоохладителя в режиме охлаждения и осушения в форму-
формулу G.4) вводится множитель 1,5, а при работе воздухоохладителя с оро-
орошением поверхности — множитель 1,8—2
II метод расчета
В обобщенном виде расчет воздухоохладителей, работающих в ре-
режиме одновременного охлаждения и осушения воздуха, при наличии
всех конструктивных данных производится при пользовании коэффи-
коэффициентами &я и &ппо следующим формулам:
G (?? — Iz) G (I? — /?) [?,?? '—¦ kOn кя (J — ctH l·,)]
авн
н р р
«н «вн ? авн
F^ G{l\~h)
К G 13)
Р*пА*ср.л
Величина множителя р* принимается по рис. 7.1.
При отсутствии опытных данных о коэффициентах теплопередачи
ребристых воздухоохладителей, работающих в режиме сухого охлажде-
охлаждения воздуха, можно в первом приближении принимать их равными
* Множитель р, с помощью которого учитывается отличие перекрестно-противоточ-
ного движения теплообменивающихся сред от противоточного, вводится в тех случаях,
когда экспериментальные коэффициенты теплопередачи /гя и kn вычислялись по фор
муле
k = — — кка ?/?2 ч град
? Fa At
н ср л
J40
коэффициентам теплопередачи воздулоохладителеи, работающих в ре-
режиме сухого нагрева с поправочным множителем 0,9 на изменение на-
направления теплового потока.
В oddу к
01 02 03 Oi* 05 06 07 08 09
в.н
Рис 7 1 График для определения поправочного множителя ? к среднело
гарифмической разности температур при перекрестном токе воздуха и воды
Ниже приведены числовые примеры расчетов с использованием
уравнения G.13).
Пример 7.1 (рис. 7 2) Требуется охладить 15 000 кг/ч Еоздуха, имеющего пара
метры tc =30°C, 9? = 50%. ? = 15,5 ккал/кг, ^ = 136 г/кг fpi = 18 5°C и fMj—Л.9С
?? параметров /Са =15°С, ?2=95%, /2=9 8 ккаг/кг, d2=10,3 г'кг, /Мг = 14,5°С Холо
доноситель вода
Определить величину поверхности охладителя, начальную и конечную темпера
чгуру хотодной воды и ее количество
tc,
Рис 7 2 Схема / — d диаграммы с нанесением процес
са охлаждения и осушения воздуха
/ вариант
Решение 1 Принимаем к >становке секции стальных воздухоохладителей кон-
стр\кции НИИ санитарной техники номинальной производительностью 20 000 м /ч
Секции имеют стальные трубки и стальное навитое оребрение, коэффициент оребренич
отнесенный к внутренней поверхности, Аор == 12,6 Возд>хоохладитель предполагается
ш
составить из последовательно соединенных по воздуху и воде трех- и четырехрядных
секций с одинаковыми живыми сечениями для прохода воздуха 0,88 м2 и для прохо-
прохода воды 0,00762 м2.
2. Определяем тепловую нагрузку на воздухоохладитель
Q = G (/? —/2) = 15 000 A5,5 —9,8) = 85 500 ккал/ч.
3 Определяем весовую скорость воздуха в секции
15 000
4П/*
4. Принимаем разность температур воды до и после воздухоохладителя рав-
равной 3°. Следовательно, расход воды и скорость ее движения в трубках будут соот
ветственно равны
85 500
28,3
= l 03 м/сек.
? =
0,00762-3600
5 Находим по /—^-диаграмме температуру точки росы приготовленного воздуха*
tn =14,2°С.
р2 ?
6 Принимаем перекрестно-противоточное движение воздуха и воды и назначаем*
температуру воды на выходе из воздухоохладителя на 1,2° ниже *Рг
/в к= 14,2—1,2= 13° С.
7 Определяем начальную температуру воды при входе в воздухоохладитель
/вн== 13 — 3= 10° С.
8. Определяем температурный критерий при заданных условиях
- 30 — 21,9
Т = !— = 0 405
30—10
9 Вычисляем коэффициент полной теплопередачи для восьдшрядного воздухоох-
воздухоохладителя (по табл. 7 1)
kn= 12.8-4.730·35 1,030>25-0,405-°'38=31,4 ккал/ч-м2 град.
Заметим, что приведенные в табл. 7.1 уравнения, согласно формуле G 3), спра-
справедливы при величине р=1.
10 Находим среднелснарифмическую разность температур воздуха и водьь
при р — 1
д , _ C0-13)-A5-10)
СР-Л 2,303 lg 17/5
И. Определяем величину поверхности воздухоохладителя
_вБКЮ_
31,4-9,8
Принимаем к установке две трехрядные и одну четырехрядную секции стальных
воздухоохладителей с общей поверхностью, равной
^депств = 2 100,9 + 134,5 = 336,3 м2*
(запас составляет 12,2%)
// вариант
1 Если по магистрали центрального холодоснабжения подается вода более низ-
кой температуры, например iBH=5cC, то при/вк = 8°С поверхность воздухоохлади
теля может быть уменьшена, так как при прочих равных условиях средняя логариф-
логарифмическая разность температур будет
At J30-8)-A5-8)
ср л 2,303 lg 22/10
а температурный критерий
30-21,9
Го= 30-5 =0>336·
?
2 Коэффициент теплопередачи составит
kn= 12,8-4,73°·35·1,030>25·0,336-°·38 * 33,6 ккал/м*-ч-град.
3 Потребная поверхность воздухоохладителя будет
85 500
К установке принимаем две трехрядные секции с общей поверхностью, равной
=100,9-2 =201,8 жа
(запас составляет 12,7%)
Установка по II варианту имеет поверхность, равную 60% от установки по I ва
рианту. При наличии холодоносителя принятых параметров это, несомненно, целесо-
целесообразно, так как будет получена экономия на первоначальных и эксплуатационных
затратах.
Пример 7.2. Рассчитать поверхностный орошаемый воздухоохладитель при услови-
условиях примера 1.
Решение. 1. Принимаем к установке поверхностный орошаемый воздухоохлади-
воздухоохладитель из стальных труб конструкции НИИ санитарной техники с номинальной произ-
производительностью 20 000 m?J4. Тепловую нагрузку, весовую скорость воздуха и расход,
воды в трубках воздухоохладителя принимаем в соответствии с данными примера
7 1 Температура воды, подаваемой в воздухоохладитель, на входе 4°С и на выходе
7°С Предполагая к установке один четырехрядный орошаемый воздухоохладитель,
30 21 9
при весовой скорости ??=4,73 кг/м2-сек и температурном параметре То— — =
= 0,3115, по табл 7 5 находим поправочный коэффициент^ =1,67 (скорость воды в
трубках равна по-прежнему 1,03 м/сек).
2. Определяем полный коэффициент теплопередачи для орошаемого воздухо-
воздухоохладителя
?? = 8,82·4,730·29·1,030·22·0,3115-0·6·1,67 = 46,8 ккал/м*-ч-град.
Этот коэффициент может быть определен и по соответствующей формуле из.
табл. 7.1 (без поправочного множителя)
ka= 17,87·4,730·23·1,030'37·0,3115-°·51 = 46,9 ккал/м*-ч град.
3 Находим среднюю логарифмическую разность температур при р=1
C0-7)-A5-4)
2,3 lg 23/11
=16·27·
4 Определяем необходимую поверхность воздухоохладителя
85 500
F"° 46,9.Щ,27 =mM°-
5 Принимаем к установке одну четырехрядную секцию с поверхностью 134,5 и2
(чапас составит 20%).
2) РАСЧЕТ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ С ПРИМЕНЕНИЕМ
СРЕДНИХ ПРИВЕДЕННЫХ КОЭФФИЦИЕНТОВ ТЕПЛООТДАЧИ ссн И
КОЭФФИЦИЕНТОВ УВЕЛИЧЕНИЯ ТЕПЛООБМЕНА ЗА СЧЕТ МАССООБМЕНА ?
В зависимости от характера обработки материалов эксперименталь-
экспериментальных исследований имеются два вида данного способа расчета. Опытные
коэффициенты теплоотдачи ? ? со стороны воздуха могут включать в се-
себя только одну конвективную теплоотдачу. В этом случае тепловой рас-
расчет производится с введением так называемых коэффициентов термиче-
термической эффективности ребер, с помощью которых учитывается передача
тепла теплопроводностью по ребрам и изменение температуры поверх-
поверхности ребер по мере удаления от труб.
Если используются средние приведенные коэффициенты теплоотдачи
со стороны воздуха ан (см. табл. 7.1), включающие в себя конвектив-
конвективную теплоотдачу, передачу тепла по ребрам и сопротивление теплопе-
реходу от ребер к трубам, то определение величины поверхности возду-
воздухоохладителя производят следующим образом.
14$
1. Вычисляют холодопроизводительность охладителя
Qn = G (/i — /2) ккал/ч.
G.14)
2. Вычисляют значение ссн в ккал/м2-ч-град из критериальных зави-
зависимостей, задаваясь весовой скоростью воздуха в живом сечении.
3. Определяют величину коэффициента увеличения теплообмена за
¦счет массообмена из исходных условий
Qn ?/
1 =
0,24 ?
G.15)
4. Находят величину коэффициента теплоотдачи от внутренней
стенки трубы к холодоносителю из уравнения теплоотдачи для случая
движения холодоносителя внутри труб
Nu =
?
= 0,023 Re"'6 Pr
0,8 n 0.4
G 16)
В развернутом виде коэффициенты теплоотдачи авн для воды ха-
характеризуются формулой
?0'8
авн = ^ .0,2 ккал/м2-ч-град. G.17)
"вн
Величина В в формуле G.17) зависит от температуры воды при
/в =0° В= 1230, при ??= 10°С 5= 1420; при tв =20°С В = 1615
Для рассолов значения В приведены в табл. 7.6.
Таблица 76
Значения коэффициента В для растворов NaCf и СаС12
Раствор хлористого натрия NaCl
Удельный вес
раствора при
15° С в кг/м3
1060
1120
1175
Величины В при температуре
раствора в °С
0
1210
1123
1030
-5
1100
1020
915
—10
920
824
Раствор хлористого кальция СаС12
Удельный вес
раствора при
15 °С в кг/м3
ИЗО
1200
1250
Величины В при температуре
раствора в °С
0
1063
913
804
-5
960*
834*
730*
—10
857
754
655
По 1учено по интерполяции
5 Определяют величину полного коэффициента теплопередачи
1
J
KfcciA/м2 ч-град.
G.18)
6 Вычисляют среднелогарифмическ^ю разность температур воздуха
и холодоцосителя и далее находят величину поверхности по формуле
[7.13) прир=1.
7 Находят число рядов воздухоохладителя
где
*-тр ==
—поверхность одного ряда, принимаемая при конструировании возд\\оочла
дителя, в м1
Если производится расчет орошаемого воздухоохладителя, для ко-
которого отсутствуют экспериментально установленные коэффициенты
теплопередачи и теплоотдачи, то на значение а„ вводят поправки со-
согласно табл. 7.3—7.5.
444
В обобщенном виде весь расчет можно представить формулой
FH = G{[\ h) = ° (/l hl Kh ' ~vv "" "" " ??2. G.19)
? A rcP л ? ?? ?? ??? ? ? /ср л
1 *^??
«? ? ? ? "??
3) РАСЧЕТ ПОВЕРХНОСТНЫХ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ С ПРИМЕНЕНИЕМ
КОНВЕКТИВНЫХ КОЭФФИЦИЕНТОВ ТЕПЛООТДАЧИ а„
И КОЭФФИЦИЕНТА ЭФФЕКТИВНОСТИ РЕБРИСТОЙ ПОВЕРХНОСТИ k3
Поверхность воздухоохладителя (в м2) определяют по формулам
при охлаждении и ос>шении воздуха
F Ъ - & G 20)
при охлаждении без выпадения влаги из воздуха
? — G 2П
Н
k* А ^ср л «„? 'Ср л ?
;де ??€? л ?—средняя логарифмическая разность температур воздуха
и поверхности в град, равная
? /ср ч ? = ? /б " "" ? *™ п , G 22)
ср 2 3 lg ? /б ?/? tu „ К }
? и ?/м ? — большая и меньшая разности температур воздуха и
поверхности в град, равные при противотоке
G 23)
При ?/б ?/?/? ? = 1,7 и ?=1 среднелогарифмическую разность тем
ператур с погрешностью до 2% можно заменить среднеарифметической
разностью 0,5 {At6 + AtM) град
Потный и явный коэффициенты теплопередачи ребристой поверхнос
ти в ккал/м2 ч град выражаются следующими зависимостями
G.24)
ь
вн
*. = —, ' „ = ""'"^ , G.25)
где &ор — коэффициент аребрения, представляющий собой отношение внешней по
верхности к внутренней,
йэ—коэффициент эффективности ребристой поверхности, этот коэффициент
характеризует сопротивление теплопередаче от ребер к холодоносителю
win хладагенту и выражается формулой
G.26)
Как видно из формулы G 26), коэффициент ka зависит от коэффи-
коэффициента термической эффективности ребра k3p При значениях kop>\0
и k э р^> 0 85 коэффициент эффективности поверхности практически ра
вен коэффициенту термической эффективности ребра ks^k3 p.
10 Зак 66о 145
Схема изменения состояний воздуха при контакте его с ребристой
поверхностью показана на рис 7 3 Прямая 1—4 представляет процесс
при контакте воздуха с трубами, имеющими температуру /т, прямая
1—5 — процесс при контакте воздуха с ребрами, имеющими среднюю
температуру /рэ, а прямая 1—3 — процесс в целом, отнесенный к сред-
средней интегральной температуре поверхности ts = tn0B
tf
Рис 7 3 Схема изменения состояния воздуха
ори его контакте с ребристой поверхностью
Температура t3 — предельная высшая средняя температура поверх-
поверхности, при которой еще может быть получен заданный процесс охлаж-
охлаждения и осушения воздуха, если значение коэффициента эффективности
ребер k3 ? 0,85 Во избежание снижения осушающей способности воз
духоохладителя не следует допускать
значение коэффициента k3 p<0,85
Коэффициент эффективности ребер»
приваренных вдоль трубы или навитых
на трубу, приближенно определяют по»
графику (рис 7 4) или точно по фор-
формуле
06
A7
S
A4
\
s
не
s
-i
\
\
\
II
\
в
\
\
\
\
W
\
\
\
у/
\
\
\
\
ь ?
i
г
где h
ъ - th(hV В )
«>э ? — НИШ
h V в
высота ребра в м
??
G 27>
G 28>
Для трубчато пластинчатых поверх
ностей действительная высота ребра в
формуле G 27) заменяется условной
~d« A + 0,805 lg 5) м, G 29>
hy =
Рис 7 4 Определение коэффнц ?
ента эффективности ребер^эр^ри
варенных вдоль трубы или нави
тых на трубу
5 = А
b м, G 30>
146
где SM и Sq— меньшее и большее расстояния между осями соседних труб воздухоохла-
воздухоохладителя в м,
А—коэффициент, равный для расположения труб, коридорного—1,28, шах-
шахматного — 1,27,
b—коэффициент, равный для расположения труб коридорного — 0,2, шах-
шахматного — 0,3,
dH — наружный диаметр труб в м
При понижении средней интегральной температуры поверхности
заданный процесс охлаждения и осушения воздуха может быть получен
при меньшей величине площади поверхности воздухоохладителя. От-
Отправной величиной при данном методе расчета является средняя тем-
температура наружной поверхности воздухоохладителя tH = t3, а искомы-
искомыми — поверхность воздухоохладителя FH в ж2 и температуры холодо-
носителя /в н и tB к или хладагента ta.
Поверхность воздухоохладителей рассчитывают по формулам G.20)
и G 21). Для определения температур /в н и tB.K или ta находят сред-
среднюю логарифмическую разность температур воздуха и поверхности п©
формуле G.22), а затем вычисляют среднюю логарифмическую раз-
разность температур между воздухом и холодоносителем по формуле
? fCp. л = -^- ? /сР л ? град. G.31)
Задаваясь разностью температур холодоносителя ?/?, находят на-
начальную температуру холодоносителя для противоточных и перекрест-
но-противоточных воздухоохладителей по формуле
Сг * -г ? /в - t
tB „ = с t град, G.32)
где С\ — число, логарифм которого равен
t. — tc — ? h
Для воздухоохладителей с непосредственным испарением хладаген-
хладагента температура испарения определяется по формуле
СЗС7 G·34)
где С3 — число, логарифм которого равен
Коэффициент теплоотдачи от воздуха к наружной поверхности· плас-
пластинчатого воздухоохладителя в ккал/м2-ч-град вычисляется по форму-
формулам при расположении труб:
коридорном
осн = 6,46 dl>m dH-°·6 (? ?H'705; G.36)
шахматном
ан = 4,16 40·095 d?'6(vyf·**. G.37)
Коэффициент теплоотдачи от воздуха к наружной поверхности
гладкотрубного воздухоохладителя в ккал/м2-ч-граё вычисляется ??
формулам при расположении труб:
коридорном
ан= 1,3 k2c?0'35 (vyf65; G.38)
шахматном
??= 1,48 kzc?0'4 (vyf·6. G.39)
10* Зак 665 i^j
Здесь
2 E' - dH) (-? - ?)
?,
G.40)
E' - dH) + (-? - .
5' — шаг груб в плоскости, перпендикулярной направлению движения воздуха, в и,
tp — шаг ребер в м,
б—толщина ребер в и,
kz-— коэффициент для учета числа рядов труб по пути движения воздуха
(табл 7 7)
Таблица 77
Поправочный коэффициент kz для учета числа рядов труб по пути движения воздуха
Расположение труб
Коридорное . . .
Шахматное . . .
Число рядов труб
1
0,6
0,6
2
0 68
0,7
3
0 79
0,8
4
0 81
0,84
5
0,84
0,88
6
0,86
0,9
7
0,89
0,91
8
0,92
0,93
9
0,94
0,95
10
0,95
0,97
11
0,96
0,98
12
0,97
0,98
13-15
0,98
0,98
Коэффициент теплоотдачи от стенки к хладагенту (фреонам 12, 22
и 142) при его кипении в горизонтальной трубе зависит от удельной
нагрузки на внутреннюю поверхность трубы q в ккал/м2-ч, скорости
течения жидкого фреона в трубе о/ в м/сек, количества фреона, пропус-
пропускаемого через трубу ?? в кг/ч, температуры кипения фреона ta в град
и выражается формулами, приведенными в табл. 7.8.
Таблица 78
Формулы для определения коэффициентов теплоотдачи авн в ккал/ч2-ч град
при кипении фреонов различных марок в горизонтальной трубе
(по данным С. Н. Богданова)
Марка
фреона
12
22
142
Область неразвитого кипения
^макс >
ккал/м2 ч
2000
1500
3000
авн ПРИ
?' — 0,1 м/сек
130 q0·2
l70q°'2
100 q0·2
аВ1 при
а' =0,3 - 0,5 м/сек
600 q0'12
600 q0'12
Область развитого кипения (при
q ?' ^ 800, ? > 0,2 м/сек), аШ]
при температуре кипения в С
+ 10
0.0042Л
0,0055Л
0,00345Л
—10
0,0036Л
0.0047Л
0,003Л
.0,6
Условное обозначение А —
i1·5
вн
Г. ?. Данилова (Ленинградский технологический институт холо-
холодильной промышленности) обобщила материалы последних исследова-
исследований теплообмена при кипении фреонов и предложила зависимости, при-
приведенные в табл 7.8а.
Последние две формулы в табл. 7.8а (для области развитого пузырь-
пузырькового кипения) относятся к трубам промышленного изготовления. Как
видно из этой таблицы, коэффициент теплоотдачи зависит от удельной
тепловой нагрузки и соотношения давлений Р/РКр и не зависит от диа-
диаметра трубы.
При скорости воздуха в живом сечении ребристых фреоновых воз-
воздухоохладителей 3—8 м!сек и величинах коэффициентов оребрения 10 -
15 значения коэффициентов теплоотдачи а^ изменяются в пределах
от 15 до 30 ккал/м2-ч-град. Пары фреона-12 рекомендуется отводить
из нижней части воздухоохладителя, что способствует возврату масла в
холодильную машину.
148
Таблица 7 8а·
Формулы для определения коэффициентов теплоотдачи авн в ккая/м2-ч град
при кипении фреонов различных марок (по данным Г. Н. Даниловой)
Марка фреона
12, 22, 142, 113, 11,
21, С318
12
22
Область неразвитого кипе
ния
0,86A'q0'25
Область развитого кипения
/ ? \
4,73 q0'75 0,14 f 2,2
^ Рур 1
5,33 q0'75 ??, 14 + 2,2 —^— )
Принятые условные обозначения
А — @,021 /)
0,75
,°·25
q— количество тепла, передаваемого от ' м2 поверкности трубы к кипящему фреону в
ккал/м2 ч,
? — коэффициент теплопроводности жидчого фреона в ккал/м ч град
¦*—кинематическая вязчость фреона в н21сек
а— температуропроводность фреона в у2/ч,
К^— приведенное давление, равное отношению давтеьия кипения к кршическому давлению
Таблица 7 9
Максимальная тепловая нагрузка дх в ккал/ч на одну трубную проводку
(ход) фреона-12
эквивалентная
длина в м
10
15
20
25
30
35
40
45
50
60
70
80
90
100
120
140
160
180
200
10> 1
312
256
220
196
182
167
156
146
138
129
120
111
105
99
91
84
79
74
71
Нагрузка q(
12?1
515
470
420
387
357
334
313
295
263
248
233
220
207
189
174
163
154
144
15X1
990
925
871
800
736
685
644
614
554
518
484
456
430
393
364
333
317
299
при диаметре труб в мч
18л1,5
1430
1340
1250
1150
1065
996
937
894
808
716
700
663
622
566
524
486
458
434
24X1 5
—
2530
2410
2290
2170
2040
1915
1825
1655
1545
1435
1360
1285
1182
1095
1008
944
914
26А1,5
3750
3570
3390
3210
2990
2838
2570
2395
2220
2100
1985
1827
1693
1558
1487
1416
28 < 1.5
3570
3390
3290
3190
3080
2870
2670
2475
2335
2194
2006
1856
1739
1640
1566
По данным ВНИИХолодмаш, в табл. 7 9 приведены значения мак-
максимально допустимой тепловой нагрузки q* на один ход воздухоохлади-
воздухоохладителя при отдельном снабжении его жидким фреоном. В зависимости от
температуры кипения и разности между температурой кипения и сред-
средней температурой воздуха эти величины следует умножать на коэффи
циенты, приведенные в табл 7.10. Эквивалентные длины изгибов труб
в зависимости от их диаметра приведены в табл. 7.11.
149»
Если тепловая нагрузка превышает максимальную величину, допус-
допустимую для одного хода, то воздухоохладитель разбивается на ряд рав-
'ных параллельных ходов, в которые фреон подается через распреде-
распределитель
Таблица 7 10
Поправочный коэффициент т для величины qx
Фазнооть между темпера
турой кипения хладагента
и средней температурой
воздуха в С
4
6
а
10
12
J4
-10
1,23
1,46
1,69
1,9
2,1
2,28
Температура кипения хладагента в С
—5
1,47
1,72
1,98
2,28
2,51
2,72
0
1,7
2,01
2,30
2,64
2,92
3,22
—5
2
2,25
2,55
2,93
3,33
3,65
? а б л и j a I
d мм
/э, ?
Эквивалентные длины изгибов трубы на 180г
10 < 1
0,4
12x1
0,5
lo^l
0,5
18 1 5
0,6
24 1 5
0,6
(калача)
2ЬЛ1 5
0,8
28x1 5
0,8
Пример 7 3 Рассчитать величину поверхности воздухоохладителя непосредствен
tioro испарения, если требуется охладить C = 5000 кг/ч воздуха с начальными парамст
рами tc =19°, ??=45%, /? = 8,4 калл/кг и di = 6,2 г/кг до конечных параметров tCi =
= 4 2°, ?2 = 86%, /2 = 3,7 ккал/кг и d2=4A г/кг, холодоноситель фреон 12
Решение 1 Принимаем к установке воздухоохладитель из однорядных секций
состоящих из восьми медных труб диаметром 18Х 1,5 мм с пластинчатыми латунными
ребрами размером 360X30 мм и толщиной 0,5 мм Шаг ребер 4 мм Расположение
труб коридорное S& =0,045 и ? 5м=0,03 м Наружная поверхность секции на 1 м
длины равна 5,2 м2, в том числе поверхность ребер 4,8 м2 и труб 0,4 *м2 Внутренняя
поверхность труб секций на 1 м длины /вн =0,377 м2, коэффициент оребрения 13,7
Живое сечение для прохода воздуха на 1 м длины секции fM у = 0,188 м2
2 Определяем тепловую нагрузку на воздухоохладитель
Qn = G (?? — /2) = 5000 (8,4 — 3,7) - 23 500 ккал/ч.
3 Принимаем весовую скорость в живом сечении воздухоохладителя 6 кг/м2 сек,
тогда необходимое живое сечение для прохода воздуха будет
5000
3600 6
= 0,23 м*.
4 Устанавливаем в каждом ряду по две секции (одну над другой) с горизонта чь
но расположенными трубами Общая высота воздухоохладителя будет 0,36 2 = 0 72 ч,
а длина оребренных трубок секции
U 0,23
ж у
2 0,188
¦ = 0,61 м
Наружная поверхность одного ряда из двух параллельных секций равна
Fp = fy /тр ? = 5,2 0,61 2 = 6,34 м*
5 Определяем коэффициент теплоотдачи от воздуха к наружной поверхности по
«формуле G 36)
а = 6 46 0,0062° 305 0,018~°·6 6° 705 = 54 ккал/м2 ч град,
?
,???, согласно формуле G 40),
2 @,045-0,018) @,004-0,0005) = Q
э ~~ {0,045 — 0,018) + @,004 — 0,0005)"
И 50
6 Вычисляем коэффициент увеличения теплообмена за счет массообмеьа
h — h 8,4 — 3,7
1 = ср (tCi - tCt) 0,243 A9-4,2) *'*U
7 Находим по /—d-диаграмме предельно высокую температуру поверхно^м
*з=1°
Определяем среднюю логарифмическую разность температур воздуха и поверх-
поверхности по формуле G 22)
A9-1)-D2-1)
— О, / .
|g
8 Находим вспомогательные величины для определения коэффициента эффектив-
эффективности ребра k3 p по формулам G 30), G 29) и G.28)
0,03 ., / 0,045
0,018 V
0,03 — 0,018
о = 1 , ?? | / — ?, ? = ?, 4? / ,
Л Л1П ¦/ Г\ f*D ' '
A -f- 0,805 \g 2,437) = 0,0079 м\
?,? Д - 0,0079 -/ 2 0^ ^0,355.
9 Определяем по рис 7 4 величину коэффициента эффективности ребра, раз
>ную 0,977, и принимаем ka^ks.p (см. стр 145).
10 Вычисляем необходимую поверхность воздухоохладителя по формуле
Qn 23 500
? ^_ __ = 39 1 At2
Н «н^эр^^ср л ? 54-0,977-1,31.8,7 ' '
К установке принимаем семь последовательно расположенных рядов секций пи
ной по 0,61 и каждая с поверхностью
Fn = 6,34-7 = 44,32 ??2
<запас составляет 13,5%).
11 Определяем удельную тепловую нагрузку на 1 м2 внутренней поверхности труб,
приняв ориентировочно величину т=2,7 (по табл. 7 10)
Qn 23 500
' = ??,?^? = 0,61-0,377 2,7 = 72" ККт"·2 Ч
12 Находим количество фреона 12, пропускаемого через воздухоохладитель, при
теплоте его испарения г = 37,5 ккал/кг,
23 500
G* = 1^Г = 636 кг/ч
В каждом ходе фреон последовательно проходит через все трубки двух секцай
воздухоохладителя, при этом проектируется всего 7 ходов
13 Находим скорость жидкого фреона при удельном весе 1410 кг/м3
636
?^? л — ¦ = 0,101 м/сек,
сР-ф 7-3600 1410-0,000177
где 0,000177— площадь поперечного сечения одной трубки в м2
14 Определяем коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности к фреону
по формуле из табл. 7.8
аВн = 130-72990·2 = 770,1 ккал/м2-ч град.
Г) Находим коэффициент полной теплопередачи по уравнению G 24)
54-770,1-1,31-0,977
*П= 54-1,31-13,7-0,977 + 770,1 = 3
16 Находим среднюю логарифмическую разность температур между воздухоу и
хладагентом по формуле G.31)
151
17 Определяем температуру хладагента по формуле 'G 34)
2,11 4,2—19
где при
2,11 — 1
19 — 4,2
= 0,32417
С3=2,11
tt ° 2,3 19,85
18 Принимаем воздухоохладитель с семью ходами Тепловая нагрузка на каж-
дый ход равна
23 500
7
3357 ккал/ч
19 Определяем эквивалентную длину каждого хода, состоящего из 8 2=16 труб
и 15 калачей
/э = 0,61-16 + 15-0,6= 18,8 м.
При эквивалентной длине 18,8 м и диаметре труб 18X15 мм по табл 7 9 исходная
величина максимальной тепловой нагрузки на ход равна 1362 калл}ч, а поправочный
, . . 19 + 4,2
коэффициент т для разности температур воздуха и кипения фреона
— (— 9,9) = 21,5 С по экстраполяции данных табл 7.10 равен
21,5— 14
2,28 + 0,18 =2,96.
14 — 12
Следовательно, каждый ход может пропустить фреон для отдаии И62 2,96 =
=4032 ккал/ч
20 Определяем возможную теплоотдачу при этих условиях
(?д = 4032 · 7 = 28 224 ккал/ч > 23 500 ккал/ч.
Эго подтверждает допустимость устройства семи ходов фреона
4) МЕТОД ПОВЕРОЧНЫХ РАСЧЕТОВ ПИТАЕМЫХ ВОДОЙ ИЛИ РАССОЛАМИ
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ С ПРИМЕНЕНИЕМ КОЭФФИЦИЕНТОВ ПОЛНОЙ
ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ ka
Цель поверочных расчетов воздухоохладителей заданных размеров
состоит в определении либо параметров воздуха, либо одной из темпе-
температур воды. Эти расчеты могут выполняться с применением приемов,
которыми пользуются при расчете воздухоподогревателей или водопо-
догревателей.
Так, начальная темпераутра воздуха по сухому термометр} в град
/с, может быть найдена из уравнения:
. н)
1 — е
W
Gcpi "М-
ИЛИ
U
/ _ If f \ 7
где Zo — функция, заключенная в квадратные скобки,
конечная температура воздуха по сухому термометру
tc2 = tCl — (tCl — tB H) Zo град;
конечная энтальпия воздуха
h = 1\ — ср ? (tCi — tB. н) Zq шал/кг;
152
G.41)
G.41a)
G.416)
G.42)
конечная температура воды
'в к == *в н ~Г (*
t, „)
G 43)
Выражение G 41) структурно совпадает с формулами, рекоменд^е
мыми справочниками и курсами по теплопередаче для расчета поверх
ностных теплообменников Функция ?? обычно представтяется в виде
графика или таблицы Последняя нами несколько изменена, дополнена
И с обозначениями, необходимыми для расчета воздухоохладителей
представлена в виде табл 7 12
G с
W
0
о,
о,
о,
0
1
2
5
?
?
с
01
05
1
2
5
0 033
0,033
0,033
0,033
0,033
0,033
0,033
0,033
0,032
0
0,
0,
о,
о,
о,
о,
о,
о,
1
1
1
1
1
1
1
09
08
0 33
0,28
0,28
0,28
0,28
0,26
0,25
0,23
0,16
Значения функции Zo
0 5
0,39
0,39
0,38
0,38
0,36
0,34
0,29
0,18
0,6
0,45
0,44
0,44
0,43
0,41
0,37
0,31
0,2
kn
Gc
0 8
0,56
0,545
0,54
0,53
0,5
0,44
0,36
0,2
FH
? ?
1
0,63
0,62
0,61
0,6
0,57
0,51
0,39
0,2
1 2
0,7
0,69
0,685
0,67
0,63
0,55
0,39
0,2
0
0
0
0
0
0
0
0
1 6
,8
,79
,785
,77
,72
,62
,46
,2
Таблиц?
2
0,86
0,86
0,85
0 83
0,78
0,68
0,46
0,2
3
0,95
0,94
0,94
0,93
0,89
0,77
0,49
0,2
1
0
0
0
0
0
0
0
0
7 19*
99
,985
,985
,98
,94
,8
5
2
Пример 7 4 (рис 7 5) В неорошаемом ребристом воздухоохладителе охтаж
дается 15 000 кг/ч воздуха с начальными параметрами tc =30°C ?? = 50% ? =
= 15,5 ккал/кг и ??? = 13 6 г/кг холодоноситель — вода в коли ю^тве № = 28 500 кг) ?
с начальной температурой 10 5°С
Десятирядный воздухоох
ладитель изготовлен из сталь
ных трубок со стальным ореб
рением из спирально навитой
холоднокатаной ленты Возду
хоохладитель имеет поверх
ность FH=307 м2 живое сече
ние для прохода воздуха
0 847 м2 наружный и внутрен
ний диаметры трубок составля
ют соответственно 22 и 18 мм,
высота ребра 10 мм толщина
ребра с оцинковкой 0 7 мм шаг
навивки ребер 4 4 мм диаметр
оребренной трубки 42 мм рас
положение трубок — горизон
тальное в коридорном порядке
коэффициент оребрения kQp=
= 11 85 Скорость воды в труб
ках 1 15 м/сек Полный коэф
фициент теплопередачи &п—
= 30 1 ккал/м2 ч град Коэффи
циент увеличения теплообмена
за счет массообмена ?=1 58
Определить конечные пара
метры воздуха и конечную тем
пературу воды
Решение 1 Вычисляем ве
Wce
15 000 0,24-1,58
28 500 1
= 02* Рис ^ 5 / — d диаграмма к примеру 7 4 поверочного
расчета поверхностного воздухоохладитетя
153
kn FH 30,1 307
ICO
Gcpl 15 000 0,24 1,58
По табп 7 12 находим Z0~0,77
2 Определяем конечные состояния воздуха и температуру воды по уравнениям
G416) —G43)
/с, = 30 —C0— 10,5) 0,77- 15° С,
Г2= 15,5 — 0,24 1,58 C0—10,5) 0,77 = 9,8 ккал/кг,
15 000 0,24 1,58
? к= 10,5-^C0- 10,5) ^-^ 0,77«13,5°С.
-5) УПРОЩЕННЫЙ ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ПОВЕРХНОСТНЫХ
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ, ПИТАЕМЫХ ХОЛОДНОЙ ВОДОЙ
Излагаемый способ упрощенного расчета поверхностных воздухоох
ладителей применяется в ФРГ
Передача тепла от воздуха к внешней наружной поверхности возд\
хоохладителя характеризуется формулой
Qn = °К (Г—1„) ккал/ч, G.44)
где I и /п—соответственно средние энтальпии основной массы воздуха и слоя на
сыщеняого воздуха, прилегающего к поверхности, в ккал/кг
Передача тепла от внутренней поверхности стенок к омывающей и\
воде описывается формулой
Qn = авн ^вн (tnH—tB) ккал/ч, G 45)
где /°н, tB—соответственно средние температура внутренней поверхности и воды
в град
Полагая справедливым соотношение Льюиса ан/а = ср=0,245, not
ле некоторых преобразований можно получить
Qn = Fn G—0,7 Тв) Ы = Fn ? /ср л К ккал/ч, G 46)
где
Ы = — 1 — = — ! _ кг/м* ч G 47)
1,4 ??? ? 1,4 аВн 4 а„
Для расчета необходимо располагать конструктивными характера
? яками воздухоохладителя и данными о коэффициентах теплоотдачи l
наружной и внутренней сторон поверхности.
Пример 7.5. Воздух в количестве L = 10 000 мА1ч необходимо охладить и осушить
в поверхностном воздухоохладителе Начальные параметры воздуха tc =30°C,
(pi=50%, c?i = 13,6 г/кг и /? = 15,5 ккал/кг Охлаждающая вода подается с начальной
температурой 10°С Приведенный коэффициент явной теплоотдачи от воздуха к по
верхности ан=44 ккал/м2-ч град. Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде авн =
= 3450 ккал/м2 ч град Коэффициент оребрения воздухоохладителя kop =17,5 Поверх
ность воздухоохладителя FH =62 м2
Определить конечное состояние воздуха и величину холодопроизводительности
воздухоохладителя.
Решение 1 Подсчитываем величину условного коэффициента тетопередачи по
формуле G 47)
k' = __ ! = ^^ = 100 кг/ж» ч.
«ор 1 17,5 1
ор
1,4 авн +Та7 1,4 3450 + 4^4Т
2 Принимаем холодопроизводительность воздухоохладителя, задаваясь разностью
температур по воде ??? =4° и ее расходом 9000 кг/ч,
Qn = ? A tB = 9000 4 = 36 000 ккал/ч
354
3 Вычисляем величину средней разности энтальпий
On 36 000
FHk'
62 100
4 Вычисляем разность энтальпий по воздуху
Qn 36 000
? / =
= 5,8 ккал/кг.
— 3 ккал/кг.
Ly 10 000-1,2
5 Находим конечную энтальпию воздуха
/2=,/1_ Д / = 15,5 — 3 -= 12,5 ккал/кг.
6 Полагая процесс направленным на температуру воды, покидающей противоточ-
¦лый теплообменник, графическим путем по /—d-диаграмме в точке пересешния луча
(процесса с линией /2=12,5 ккал/кг находим остальные параметры уходящего возд\ла
tC2 = 22°С, ?2 = 70% и d2=ll,9 г/кг.
5. РАСЧЕТ ТИПОВЫХ СЕКЦИЙ ПОДОГРЕВА ЦЕНТРАЛЬНЫХ
КОНДИЦИОНЕРОВ
Теплоотдающая поверхность секций подогрева образуется стальными
злектросварными трубками диаметром 22X2 мм, оребренными навитой
стальной холоднокатаной лентой шириной 10 мм и толщиной 0,4 мм;
шаг оребрения 4 мм.
Благодаря наличию перегородок в полостях коллекторных коро-
коробок движение воды по группам трубок последовательное.
Секции каждой номинальной производительности изготовляются
с одним, двумя и тремя рядами трубок по ходу воздуха.
Секции подогрева сконструированы для применения совместно со
спаренными взаимно-обратными воздушными фронтовым и обводным
клапанами.
Конструктивные характеристики выпускаемых секций подогрева
приведены в справочнике проектировщика «Вентиляция и кондициони-
кондиционирование воздуха» (Стройиздат, 1969). Характеристики новых типовых
секций подогрева серии КТ, намечаемых к производству в 1971 г., при-
приведены в табл. 7.13 и 7.14.
Таблица 7.13
Характеристики базовых теплообменников серии КТ
Высота в м
1
1,5
Число ря-
рядов труб
1
2
3
1
2
3
Число
ходов
4
4
4
6
6
6
Живое сечение
хода* в м2
0,00127
0,00152
0,00254
0,00305
0,00381
0,00457
0,00127
0,00152
0,00254
0,00305
0,00381
0,00457
Поверхность
теплоотдачи
11 М2
27,3
54,6
81,9
41,6
83,2
124,4
Сопротивление проходу воды
в кГ/м2 при скорости в м/сек
0,2
100
140
165
ПО
150
170
0,7
900
1900
2500
1100
2000
2600
1,5
4 000
9 000
12 000
5 000
9 600
13000
* В числителе ука!ано живое сечение хода при наименьшем чиспе трубоь. а в !наменателе
при и j>]C >льч.ем
55
Таблица 7 14
Конструктивные характеристики секций подогрева серии КТ
Номинальная произ
водительность по воз-
воздуху в тыс. м*/ч
Количество базовых тепло-
теплообменников высотой в м
1,5
Поверхность теп-
теплоотдачи* в мг
Живое сечение
для прохода
воздуха в мг
30
40
60
80
120
160
200
250
2
1
4
2
2
4
q
4
Секции без
—
1
—
2
4
4
6
4
обводного канала
55,8
111,6
167,4
68,9
137,8
206,7
111,6
223,2
334,8
137,8
275,6
413,4
223,2
446,4
669,6
277,8
555,6
833,4
331,5
863
992,1
416,7
833,4
1250
1,44
1,83
2,88
3,66
5,76
7,24
8,7
10,86
318
500
682
394
616
845
630
994
1359
774
1229
1687
1295
1945
2695
1522
2393
3305
2055
3117,3
4227,3
2489
3846
5213
Секции с обводным каналом
30
40
60
8D f№
120
_
2
4
1
2
4
41,6
83,2
124,8
55,8
111,6
167,4
83,2
166,4
249,6
111,6
223,2
334,8
166,4
332,8
499,2
1,09
1,44
2,18
2,82
4,36
233
366
505
302
484
666
464
751
1009
602
966
1331
1000
1520
2105
Продолжение табл 7 14
Номинальная произ-
производительность по воз-
воздуху в тыс. м3/ч
160
200
250
Количество базовых тепло-
теплообменников высотой в м
1 | 1.5
2
—
3
4
6
6
Поверхность теп
лоотдачи* в мг
223,2
446,4
669,6
249,6
499,2
746,4
334,8
669,6
1004,4
Живое сечение
для прохода
воздуха в м2
5,76
6,54
8,64
Вес* в кг
1180
1880
2580
1600
2-180
3257
2055
3145
4070
* Первая величина относится к однорядным секциям, вторам — к двухрядным, третья — к
трехрядным
Теплотехнические и аэродинамические характеристики секции подо-
подогрева Кд приведены в табл. 7.15.
Таблица 715
Теплотехнические и аэродинамические характеристики типовых секций
подогрева серии Кд1
(по данным И. Г. Сенатова)
Количест-
Количество рядов
труб в сек-
секции ???
;|
Формулы для определения
коэффициента теплопередачи в кка ?/?2
ч град
6=12 ИH'5 ?0'1
(при oj^.0,4 mi сек)
сопротивления движению воздуха в кГ1мг
через секцию подогрева и полностью от-
открытый фронтовой воздушный клапан
??? = 0,16 ИI'8
?/?? = 0,22 (??I·86
?/?? = 0,312 (??I·86
1 Эгн характеристики справедливы и длч секций подогрева серии RT
Учитывая малую зависимость коэффициентов теплопередачи от ско-
скорости воды в трубках, обычно применяемую формулу k=A(v\)mo>n с
погрешностью ±7% можно заменить формулой
k =- ? (vyf = 11,5 (? ?H'5 ккал/м2 ч град G.48)
(при ?>0,4 м/сек).
С поворотом створок фронтового клапана изменяются как количест-
количество воздуха, проходящего через секцию подогрева, так и сопротивление
последней. Согласно исследованиям И. Г. Сенатова и Н. И. Майковой,
изменение относительного расхода воздуха описывается уравнением
? = 15 + 115
70
= 15 + 1,64 аф%.
G.49)
Здесь ?? — угол поворота створок фронтового клапана, отсчитываемый от закрытого
положения,
GK
х = ¦—-—100—относительное количество воздуха, проходящего через секцию
и
подогрева, в %
Изменения коэффициентов сопротивления, отнесенных к фасадному
сечению фронтового и обводного клапанов, в зависимости от угла пово-
поворота створок характеризуются данными, приведенными в табл. 7 16.
157
5?
К
«?
43
IS
ни
!¦¦
=i S
?*? ?
s ее
S CC
?.
<и о
о g
ta s
e g к
f.
¦ I*
31
s И
?. ?
о в-
u к
3&
Sg
s ?
=f о
s и
•?* ?
2 ?-
?? и
*?
ca
О
и
?
о.
to
я
a
о
с
о
03
я
о
Р.
о
?
о
с
?
с
о
я
•е-
я
S
?
я
5
ь·
о.
с
о
и
о
f-1
S
я
•?·
•?·
о
?
я
3*
?
00
о
00
к
S
ю
S
to
ю
о
ю
ю
о
ю
СО
о
со
ю
CS
о
(М
ю
^^
о
ю
о fflo
я ^
оо^
к -о са ¦=
Sgcu
^ Л Я f2
5 ? о.
5 и ?) ся
1ёо
?-* ^ 5
•J-» О —·
?
к
•О" 41
•§•5
1чение ко;
СОПрОТИ!
14 Ь
Обо
э:
QJ
я
^^
со
—
со
г—
у—1
1—1
, ,
СО
4N^1
?—I
LO
—
f—
—<
О
C^I
Ю
CN
Ю
со
CO
Ю
о
—'
О
CM
о
о
о
CN
О
о
?
то
?
нтового
о
?.
е
оо"
^^
?-
???
00
00
сх>
со
о
см
, 1
см
СО
см
со
ю
см
|
со
о
о
??
о
см
ю
см
о
о
с
; секции
га
с
СО
??
СО
ел"
см
о
со
о
со
г—i
СО
см
со
**3*
со
СО
со
со
СО
со
?>
о
CN
О
оо
ю
со
rpet
f
см"
СО
см*
со
со"
см
·*"
to"
UO
со"
CD
00
CM
*-—t
CO
со
CM
ю
СО
СО
ю
о
о
ю
о
ю
см
о
¦ф
СО
о
см
S
о
га
одного
?
о
о
—
CM
CM
00
CM
CO
CO
CM
¦*"
LO
uo"
CM
t-"
LO
en
00
см
CO
CM
CM
со
о
Ю
о
Ю
о
?
г—
—
о
со
о
о
СО
1
1
о
см
о
00
о"
СО
о*
о
о
ж
и обво
СП
пан,
X
о
та
га
X
ca-
cats!
С с
158
1) РАСЧЕТ ТИПОВЫХ СЕКЦИЙ ПОДОГРЕВА СЕРИИ Кд, РАБОТАЮЩИХ
СО СПАРЕННЫМИ ВЗАИМНООБРАТНЫМИ ФРОНТОВЫМ И ОБВОДНЫМ
ВОЗДУШНЫМИ КЛАПАНАМИ
Заданными величинами являются: общее количество воздуха; его
начальная температура и температура, с которой он поступает на сле-
следующую стадию обработки; начальная температура теплоносителя;
предельные (низшая и высшая) конечные температуры теплоносителя
и поверхность одного ряда труб в секции.
При этом возможны два метода теплотехнического расчета секции
При первом методе расчета принимается, что обводной воздушный,
клапан приоткрыт и через теплоотдающую поверхность проходит часть
воздуха, которая перегревается и, смешиваясь с неподогретым возду-
воздухом, прошедшим через обводной канал, приобретает необходимую тем-
температуру. Дополнительно задаются конечной температурой теплоноси-
теплоносителя. Искомыми величинами являются число рядов труб по глубине и
количество воздуха, проходящего через фронтовой и обводной клапаны.
Аэродинамический расчет заключается в определении суммарного со
противления секции подогрева и фронтового клапана с не полностью
открытыми створками, а также в определении углов поворота створок,
при которых обеспечивается равенство сопротивлений проходу воздуха
через обводной канал и теплоотдающую поверхность.
При втором методе расчета принимается, что обводной воздушный
клапан отсутствует, т. е. через теплоотдающую поверхность проходит
весь воздух. Дополнительно задаются величиной ?? . Искомой величи-
величиной является конечная температура теплоносителя Т2. Для секций пер-
первою подогрева температура Т2 должна быть не выше 70 и не ниже 25°С.
Температура 25°С регламентируется условием предотвращения замер-
замерзания секций. Для секций второго подогрева, которые работают при
положительных температурах воздуха, конечная температура теплоно-
теплоносителя Т2 может быть равна tK + 5°C. Скорость движения воды но
трубкам в расчетном режиме должна быть не менее 0,4 м/сек, т. е в
пределах действия формулы G.48).
Первый метод расчета. При всех положениях створок фронтового и
обводного клапанов суммарный расход воздуха должен оставаться по-
постоянным, т. е.
GK + Go. к = G = const.
Весовая скорость воздуха в живом сечении секции подогрева опре-
определяется по формуле
/ 11,5 ? ? \2 N
(f ?)? = ( 864 ?? j = ~tf~ *г/м2-сек. G.50),
?? / 11,5 ??\2
где ? —I— — первый конструктивный параметр установки из сек-
секций подогрева.
Количество воздуха, подогреваемого 1 м2 поверхности секции, опре-
определяется по уравнению
GK M
gK = -у- = ~^ кг/лР-ч. G.51),
3600 N
где ??— ¦ —второй конструктивный параметр установки из секций подогрева,
? &
?= F/fM — коэффициент глубины секции (или ряда);
?? — температурный критерий для воздухоподогревателя с прикрытым
фронтовым и приоткрытым обводным клапанами, равный.
D _ *· ('СМ *Н) . /7 РП\
*>х -- "9 ттг Т\—и TV ' G·52
159
— У ловная температура смеои подогретого и непадогретого воздуха,
принимаемая в предположении хорошего перемешивани ? воздуха
за секцией подогрева и равная
tcu =
к)*н = -х1к 4 A - Г) tH град,
G 53)
?—относительное количество воздуха пропускаемое через секшпо
подогрева,
7\,р— средняя температура теплоносителя в град.
Температура подогретого воздуха непосредственно за секцией \ч
рактеризуется уравнением
i tzsx (I x) tH 1 ,, , .
/„ гРад
Общая поверхность теплоотдачи равна
G
F ~
ёк
FCZ
G 54)
G 55)
Величины конструктивных параметров (свободных членов) V и ?
в формулах G 50) и G 51) зависят от коэффициента глубины секции ?
и ? (табл 7 17)
? а б ? ]' ц а ^ ?~
Значения свободных членов N и ? в формулах G 50) и G 51)
Количество
секций ?
1
2
3
Количество рядов труб ?
тр
1
N
0,275
1,1
2,46
м
25,5
51
75,5
2
TV
1,1
4,4
9,9
?/
51
102
151
з
?
2,46
9,9
22,1
ч
75 5
151
226
Обозначив
ср
ср
? 'н
-h
G 56)
можно потучить квадратное уравнение, характеризующее относительпое
количество подогреваемого воздуха,
0,25 = 0
G 57)
Если величина jc=O, to весь воздух проходит через обводной канал
Если величина \—1, то весь воздух проходит через теплоотдающую по
верхность, а обводной канал закрыт Корни \:<0 и х>\ не имеют фи
зическою смысла Получение этих значений корней свидетельстует о
том, что принятая секция подогрева не подходит для заданных услов ш
эксплуатации
Теплотехнический и аэродинамический расчеты секций подогрева по
первому методу производят в следующем порядке
а) принимают количество рядов труб в секции ??? и число после-
последовательно установленных секций ?, после чею становится известной
величина теплоотдающей поверхности F=FCZ,
б) находят по табл 7 17 соответствующее число М,
в) определяют по формуле G 57) относительное количество возд>
ха х, которое необходимо пропустить через теплоотдающую поверхность,
160
г) определяют по формуле G.54) конечную температуру воздуха не-
непосредственно за секцией;
д) проверяют значения скорости воды в трубках секций и темпера-
температуры воздушной смеси;
е) определяют по формуле G.49) начальный угол поворота створок
«фронтового клапана, а по табл. 7.16 — коэффициент сопротивления Сф ;
ж) определяют суммарное сопротивление проходу воздуха фронто-
фронтового клапана и секции подогрева по формуле
2
? ? = ?? -^р- «W G.58)
з) вычисляют коэффициент сопротивления обводного клапана и об-
обводного канала
Со.к= г—^ ' G·59)
< к Ун
а по табл. 7.16 определяют начальный угол поворота створок обводного
клапана.
Пример 7.6. Необходимо подогреть 12 тыс. кг\ч воздуха с начальной температу-
температурой—30°С (? „ = 1,453 кг/м3) с помощью типовых секций подогрева серии Кд номинало-
ной производительностью по воздуху 10 тыс. мг1ч. Температура воздуха, подаваемого
на стедующую стадию обработки, должна быть /См = 10°С. Начальная и конечная
температуры теплоносителя соответственно равны ?? = 130°? и Т2=70°С.
Подобрать количество рядов труб в секции ??? и количество секций ?, опреде-
определить количества воздуха, пропускаемого через теплоотдающую поверхность и по обвод-
обводному каналу, а также рассчитать аэродинамическое сопротивление секций.
Решение. 1, Принимаем к установке одну трехрядную секцию подогрева (гто — 3)
с площадью поверхности 7^=40,71 ж2, /ф =0,8 ж2; /о.к =0,206 м2 и ? =0,00152 м2.
Из табл. 7.17 при числе секций Z=l находим М=75,5.
2. Вычисляем значения коэффициентов а и Ъ по формулам G.56):
100 + 30 \2 1л гг.
!=10,55;
=7,15.
10 + 30
100 4-30 12 000
+
Х\,2 —
10 + 30 ' 75,5-40,71
уха, пропускаемого чере
7,15±1/Г 7,152 —4-10,55-0,25 7,15±6,38
3 Определяем долю воздуха, пропускаемого через теплоотдающую поверхность,
по уравнению G.57):
2-10,55 21,1
13,53 - 0,77
=0,642; х2 = -^-? = 0,0365.
*?- 2
Значение корня хг близко к нулю и для данного конкретного примера не имеет
смысла, так как при х2 = 0 не будет подогрева воздуха.
Весовые количества воздуха, пропускаемые через теплоотдающую поверхность и
обводной канал, составляют:
GK = G*x = 12 000 0,642 = 7700 кг/ч;
Go K = G — GK = 12 000 — 7700 = 4300 кг/ч.
4 Определяем температуру воздуха непосредственно за теплоотдающей поверх-
поверхностью
к = -i- (/см - 4) + ta = -~^~ (Ю + 30) - 30 = 32° С.
5 Вычисляем расход теплоносителя W и скорость его движения в трубках сек-
секции подогрева ? с живым сечением для прохода воды ?
Gcp(tK-tH) _ 12 000 0,24A0 + 30)
1000 (Гх — Т2) 1000A30 — 70) ' М/Ч'
? 1 92
? = = '- = 0,348 м/сек < 0,4 м/сек.
3600 ? 3600 0,00152 '
11 Зак 665 ?]
Полученная скорость воды выходит за пределы действия формулы ?'7 48). В це-
целях повышения скорости теплоносителя принимаем к установке три однорядные сек-
секции, последовательно установленные по воздуху и последовательно соединенные по
теплоносителю (по противоточной схеме). Величины FH и ? остаются неизменными.
Скорость воды в трубках возрастет и составит
1,92
о) = =105 м/сек ~> 0,4 м/сек.
3600-0,00051 ^ '
6. Проверяем температуру воздушной смеси с помощью соотношений G.51)
и G.52)
Отрицательная величина Вх не имеет физического смысла. Из выражения G.52)
находим температуру смеси fCM:
2 (/см+ 30) >
0,635= 2-0,642 A00 + 30) — (/см + 30) '
/см =Ю° С.
7. Вычисляем начальный угол поворота створок фронтового клапана и скорость
воздуха в фасадном сечении теплоотдающей части секции подогрева по формуле G.49)
х= 15+ 1,64 аф = 64,2; аф = 30\
Тогда скорость в фасадном сечении секции будет
Gxi 12 000-0,642
=
3600/??? 3600-0,8-1,453
= 1,84 мIсек.
8. Находим по табл. 7.16, что пригтр=3 коэффициент сопротивления ?? =41.
Тогда потери давления в клапане и секции подогрева с запасом 10% будут следую-
следующими:
vl у 1,84*·1,453
? h =1,1 ? ? ?? = 1,1-41 =П,3/сГ/л*.
2g 19,62
9. Определяем скорость в обводном канале и необходимую величину коэффи-
коэффициента ?ок
G A _*,) 12 000-0,358
°·?~ 3600/????~ 3600-0,206-1,453
f II,о Qr-
42·1>453
19,62
10. Находим по табл. 7.16, что начальный угол поворота створок обводного кла-
клапана должен составлять аок ~54°.
Второй метод расчета. Этот метод применим для секций серии Кд
и КТ. Поскольку в расчетном режиме весь воздух проходит через теп-
лоотдающую поверхность, то х=\.
В этом случае уравнения G.50) — G.52) принимают вид:
сек; G.60)
В - 2 {?? ~ ^н) . G.62)
(n:+ r) {t + *)
Конечные температуры теплоносителя и воздуха характеризуются
уравнениями
vo.5 гРад· G-64)
2+'
Из уравнения G.63) видно, что при всех прочих равных условиях
чем больше поверхность FH и соответствующая величина М, тем ниже
конечная температура воды.
Теплотехнический и аэродинамический расчеты секции подогрева по
второму методу производят в следующем порядке:
а) принимают количество рядов труб в секции 2тр и число последо-
последовательно установленных секций Z, после чего становится известной ве-
величина теплоотдающей поверхности Fu =FCZ;
б) находят по табл. 7.17 число М;
в) определяют по формуле G.63) температуру теплоносителя яа
выходе из секции подогрева;
г) проверяют значение скорости воды в трубках секций;
д) вычисляют по формулам, приведенным в табл. 7.15, сопротивле-
сопротивления проходу воздуха.
Пример 7.7. Рассчитать секции подогрева для условий примера 7.6 при х=1 и
^см=^к =10°С. Конечная температура теплоносителя Т2 должна быть не выше 70°С и
не ниже 25°С.
Определить величины ???, ?, Г2, tK и ? hK.
Решение. 1. Предварительно принимаем к установке двухрядную секцию подогре-
подогрева (??? =2) с площадью поверхности F=27,14 м2; /ж= 0,353 м\ ? =0,00102 м1 и
М = 51.
2. Определяем конечною температуру теплоносителя по формуле G.63)
Г2= 2 ?-?-°"> +A0— 30)—130 = 85° > 70° С,
' 51-27,14 \0'5
12 000 /
что недопустимо по условиям эксплуатации тепловой сети.
3. Принимаем конечную температуру теплоносителя 70сС и по форм\ле G 64)
проверяем значение конечной температуры воздуха
/ 51-27,14 \0,5 г / 51-27,14 0,5
' ' A30 + 70) — 30'" '
51-27,14 \0.б -7,75 L< U L.
12 000 /
Это означает, что требуется большая теплоотдающая поверхность.
4. Принимаем три последовательно установленные однорядные секции (Z=3 и
2тР=1) с площадью поверхности /7=13,57-3=40,71 ж2; ?=0,00051 м2, /ж^0,853 -и2
Тогда по формуле G.63)
Т2 = 2__A0 + 30) _f_ (Ю — 30) — 130 = 8°С,
75,5-40,71
12 000
т. е. теплоноситель будет остывать ниже допустимой температуры B5°С).
По формуле G.64) проверяем конечную температуру воздуха
/75.5-40,71 Л5(,30+Гг)_з0 - ' 75'5-40·71 ?Л'
V 12 000 '
2 —
12 000
75,5-40,71 .0,5
2+ ¦ ^
12 000 /
U* Зак. 665 163
При температуре обратной воды Т2у равной 70, 40 и 25°С, конечная температура
воздуха tK составит соответственно 22, 16,5 и 13,4°iC (/K>10°C).
Принимаем последние значения Т2 и tK. Таким образом, даже при низшей темпе-
температуре обратной воды B5°С) конечная температура воздуха будет несколько выше
заданной, чго создает некоторый запас.
5. Определяем расход теплоносителя и скорость воды в трубах по формулам
примера 7 6.
12000-0,24 A0 + 30)
Г= .000A30-25) -'·"«**
1,095
3600 0,00051
= 0,595 м/сек >· 0,4 м/сек.
6 Находим весовую скорость воздуха в живом сечении секции подогрева
12 000
94 /¦
3600-0,353 9·4 **/*
7 Определяем сопротивление секции проходу воздуха
AhK = 3 0,16·9,41>8 = 27,3
Из приведенных примеров видно, что при работе секций подогрева
в расчетном режиме с частично открытым обводным клапаном всегда
достигается снижение сопротивления проходу воздуха и в некоторых
случаях не требуется излишняя теплоотдающая поверхность. При рабо-
работе секций подогрева в расчетном режиме с полностью закрытым обвод-
обводным клапаном всегда наблюдается повышенное сопротивление, но в ря-
ряде случаев возможно применение секций с меньшей глубиной и поверх-
поверхностью теплоотдачи.
Вследствие того что при втором методе расчета, как правило, теп-
теплоноситель остывает на большую величину, одновременно удается со-
сокращать сечения и вес теплопроводов.
2) РАСЧЕТ ТИПОВЫХ СЕКЦИЙ ПОДОГРЕВА, НЕ ИМЕЮЩИХ
СПАРЕННЫХ ВОЗДУШНЫХ КЛАПАНОВ
Особенность расчета этих типовых секций подогрева состоит в том,
что заданными величинами являются общее количество воздуха, его ве-
весовая скорость в живом сечении, начальная и конечная температуры
воздуха, начальная температура теплоносителя и величина поверхности
одного ряда труб. Искомыми являются количество рядов труб по ходу
воздуха, конечная температура теплоносителя и потери давления на пе-
перемещение воздуха.
Расчет этих секций ведется по второму методу (см. стр. 162—163).
Следует заметить, что в конструкции данных секций отсутствует
обводной канал, поэтому весовая скорость воздуха в живом сечении при
номинальной производительности не превышает 7,9 кг/м2-сек, а сопро-
сопротивления при ??? =1 не более 7,5 кг/м2 и при ??? =2 не более 10,5 кг/м2.
Таким образом, теплотехнический расчет секций подогрева, рабо-
работающих со спаренными фронтовым и обводным воздушными клапанами,
рекомендуется производить по первому методу. Расчет состоит в подбо-
подборе глубины и количества секций, а также в определении начальной сте-
степени открытия фронтового клапана, обеспечивающей получение задан-
заданной температуры воздушной смеси.
Теплотехнический расчет секций подогрева, работающих без воз-
воздушных клапанов, рекомендуется производить по второму методу. Рас-
Расчет состоит в подборе глубины и количества секций, а также в опреде-
определении конечной температуры теплоносителя.
При всех прочих равных условиях пользование воздушными клапа-
клапанами в расчетном режиме позволяет резко снижать сопротивление про-
проходу воздуха и тем самым до некоторой степени исправлять основной
164
недостаток секций с гофрированным спирально навивным оребрением.
Расчет секций подогрева на работу в расчетном режиме с закрытым
обводным и открытым фронтовым клапанами приводит к росту сопро-
сопротивления проходу воздуха.
Воздушный обводной клапан у секций подогрева серии КТ исполь-
используется при наладке для снятия избыточной теплоотдачи секций.
6. СПОСОБЫ ПОДОГРЕВА ВОЗДУХА ПОСЛЕ ОХЛАДИТЕЛЕЙ
Подогрев воздуха после охладителей (так называемый второй по-
подогрев) применяется для регулирования температуры воздуха в поме-
помещении. При регулировании температуры стремятся к тому, чтобы вто-
второй подогрев производился по возможности только в промежуточные
периоды при малых теплоизбытках в помещении. Тогда в расчетном
летнем режиме количество тепла, расходуемого на второй подогрев,
равно нулю и холодопроизводительность системы не увеличивается. Ес-
Если же второй подогрев работает в расчетном летнем режиме, то расхо-
расходуемое им тепло в конечном счете является холодильной нагрузкой на
центр приготовления воздуха и систему холодоснабжения. Соответст-
Соответственно возрастают и объемы кондиционированного воздуха, поскольку
в задачу системы входит борьба не только с теплоизбытками помеще-
помещения, но и с теплом, вносимым калорифером второго подогрева.
Второй подогрев может производиться с помощью калориферов, ус-
установленных в прямом проходе или в обводном канале кондиционера,
пропуском по обводному каналу теплого рециркуляционного или на-
наружного воздуха и путем утилизации теплоизбытков помещений или
тепла наружного воздуха в теплообменниках. В автономных кондицио-
кондиционерах возможно использование теплой конденсаторной воды, исполь-
использование части поверхности воздушного конденсатора в качестве возду-
воздухоподогревателя или специального воздушного конденсатора, комби-
комбинируемого с водяным конденсатором.
Подогреватель, установленный в обводном канале, во всех случаях
выполняет функции калорифера второго подогрева. Эффект такой уста-
установки состоит в том, что благодаря параллельному расположению по-
подогревателя и камеры, с одной стороны, снижается сопротивление кон-
кондиционера проходу воздуха, а с другой—легче уравнивается сопротивле-
сопротивление обводного канала с общим сопротивлением остальных элементов
кондиционера.
Применение в летнее время водяных или паровых калориферов при
теплоснабжении от местных котельных часто неудобно, так как прихо-
приходится специально топить котлы, использовать их на неполной нагрузке
и с малым к. п. д. Если же теплоснабжение осуществляется от ТЭЦ, то
применение калориферов второго подогрева не вызывает особых экс-
эксплуатационных неудобств.
Утилизация тепла воды от конденсаторов холодильных машин при-
приводит к росту поверхностей подогревателей, но позволяет отказаться от
снабжения теплом от котельной или ТЭЦ. При этом стоимость эксплуа-
эксплуатации, естественно, ниже, так как конденсаторная вода представляет
собой «тепловой отход».
Утилизация теплоизбытков помещений для второго подогрева может
применяться на промышленных предприятиях.
Использование тепла наружного воздуха или солнечной энергии воз-
возможна в местностях с жарким климатом.
1) УТИЛИЗАЦИЯ ТЕПЛОИЗБЫТКОВ ПОМЕЩЕНИЯ ДЛЯ ВТОРОГО
ПОДОГРЕВА
На рис. 7.6 показана схема использования тепла из системы радиа-
радиационного или панельного охлаждения для подогрева воздуха в калори-
калориферах второго подогрева. Наиболее эффективным является предвари-
165
тельный пропуск отепленной воды через водяные конденсаторы холо-
холодильных машин. При веобходимости часть воды после конденсаторов
может быть направлена на горячее водоснабжение. Таким образом,
имеется возможность сочетать в одной системе функции отопления, вен-
вентиляции, кондиционирования воздуха и горячего водоснабжения.
Схема, показанная аа рис. 7.6, например, весьма подходит для ис-
использования в подземных производственных по-
помещениях, где всегда имеются теплоизбытки.
Комбинированное применение системы радиа-
радиационного или панельного охлаждения с системой
кондиционирования воздуха ведет к уменьше-
уменьшению производительности последней по воздуху,
уменьшению размеров кондиционеров и затрат
мощности на перемещение воздуха.
2) ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕПЛА КОНДЕНСАЦИИ
ХЛАДАГЕНТА ДЛЯ ВТОРОГО ПОДОГРЕВА
На рис. 7.7 показаны две схемы установки воз-
воздушных конденсаторов для второго подогрева.
По схеме, приведенной на рис. 7.7, а, воздушный
конденсатор представляет собой I ступень конден-
конденсатора холодильной машины и питается хлад-
хладагентом, имеющим наивысшую температуру. По
схеме, приведенной на рис. 7.7, б, воздушный кон-
конденсатор представляет собой II ступень конден-
конденсатора холодильной машины и в нем хладагент
переохлаждается. При первой схеме следует обя-
обязательно регулировать теплопроизводительность
воздушного конденсатора с помощью спаренных
В противном случае воздух, как правило, пере-
Рис. 7.6. Утилизация теп-
лоизбытков помещения
для подогрева зоздуха
/ — воздухоохладитель; 2 —
калорифер второго подогре-
подогрева; 3 — вентилятор; 4—па-
4—панель радиационного охлаж-
охлаждения; 5 — насос
воздушных клапанов,
гревается, а холодильная машина в значительной мере расходует
холод на собственные нужды, поскольку тепло, вносимое после
второго подогрева, в конечном счете увеличивает холодильную нагруз-
нагрузку. Это наблюдалось при испытаниях автономного кондиционера Кд-24,
у которого при общей производительности холодильных машин
4600 ккал/ч полезно использовалось только 1300 ккал/ч.
Наружный^
Зоздух
Рис. 7.7. Использование воздушных конденсаторов для второ-
второго подогрева
/ — компрессор; 2— испаритель-воздухоохладитель; 3 — терморегулиру-
ющий веатиль; 4 я 5—конденсаторы соответственно водяного и воз-
воздушного охлаяздения
Использование тепла переохлаждения конденсата для второго подо-
подогрева (см. рис. 7.7, б) приводит к повышению удельной холодопроизво-
дительности хладагента, а следовательно, к увеличению холодопроизво-
дительности холодильной машины без изменения ее размеров, числа
166
оборотов компрессора и мощности. И в этом случае тепло, передавае-
передаваемое воздуху, численно равно увеличению холодопроизводительности
из-за переохлаждения хладагента. Недостаток этого способа заключает-
заключается в том, что количество тепла, которое может быть отнято от переох-
переохлажденного хладагента, сравнительно невелико, поэтому второй подо-
подогрев воздуха можно осуществлять только на небольшую глубину.
7. УТИЛИЗАЦИЯ ТЕПЛА И ХОЛОДА УДАЛЯЕМОГО ВОЗДУХА
С ПОМОЩЬЮ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ1
Использование тепла и холода удаляемого воздуха является одним
из средств повышения к. п. д. систем кондиционирования и снижения
эксплуатационных затрат на обработку приточного воздуха. Обычно для
этого устраивают частичную рециркуляцию внутреннего воздуха. Одна-
Однако эффективность рециркуляции изменяется в зависимости от суточных
и сезонных колебаний параметров наружного воздуха.
В тех случаях, когда по технологическим или санитарно-гигиеничес-
санитарно-гигиеническим требованиям не допускается устройство рециркуляции, сооружают-
сооружаются прямоточные системы. В этих системах можно утилизировать тепло и
холод ^выбросного воздуха, используя поверхностные рекуперативные
и регенеративные теплообменники.
В рекуперативных теплообменниках тепло между газообразными
средами передается через разделяющую стенку, во вращающихся реге-
регенераторах теплообмен происходит вследствие аккумуляции тепла на-
насадкой.
Вращающийся теплообменник (рис. 7.8, а) состоит из корпуса 1,
ротора 2 и двигателя 3. Корпус разделен на две части (рис. 7.S, б): че-
через одну проходит теплый поток воздуха, через другую — холодный.
Ротор представляет собой
плоский цилиндр, разделен-
разделенный радиальными перего-
перегородками на секторы, запол-
заполненные гладкими и гофриро-
гофрированными металлическими
или пластмассовыми листа-
листами, сетками, металлической
ватой или стружкой. Ротор
вращается со скоростью 5—
20 обIмин, и теплопередаю-
щая масса, проходя через
поток удаляемого из поме-
помещений воздуха, воспринимает тепло или холод, а затем отдает их, прохо-
проходя через поток наружного воздуха. Края ротора прилегают к уплотнени-
уплотнениям 4 в корпусе, которые разделяют воздушные потоки с различной тем-
температурой.
По сравнению с теплообменниками рекуперативного типа вращаю-
вращающиеся регенераторы обладают следующими достоинствами: 1) ком-
компактностью (величина поверхности в единице объема составляет 1500—
3000 м2/мв, в то время как у рекуперативных теплообменников — 300—
900 м2/м3); 2) легкостью осуществления противотока, при котором теп-
теплообменник обладает наибольшей эффективностью; 3) возможностью
применения поверхностей с малыми эквивалентными диаметрами, спо-
способствующими увеличению коэффициента теплоотдачи (й?э=3-г0,3 мм);
4) небольшим гидравлическим сопротивлением вследствие малой глу-
глубины теплообменника A00—250 мм)\ 5) малой стоимостью изготовле-
изготовления теплопередающей поверхности (элементы поверхности не служат
Рис. 7.8. Общий вид вращающегося регенератора
Написано при участии канд. техн. наук В П. Ильина.
для разделения взаимодействующих воздушных потоков, вследствие че-
чего не требуются повышенная прочность материала и тщательная герме-
герметизация ходов между потоками); 6) малым весом теплопередающей
поверхности (обычно на изготовление вращающихся теплообменников·
требуется в два—пять раз меньше металла, чем на трубчатые и плас-
пластинчатые теплообменники); 7) отсутствием необходимости удаления кон-
конденсата, ибо при теплообмене, сопровождающемся конденсацией (пе-
(переходный, а в некоторых случаях и летний режимы работы), влага из
одного воздушного потока переносится в другой и там при положитель-
положительных температурах испаряется; по этой же причине аэродинамическое
сопротивление не изменяется, тогда как в рекуперативных теплообмен-
теплообменниках под действием молекулярных сил происходит зависание капель
конденсата между элементами теплопередающей поверхности и сопро-
сопротивление увеличивается на 40—50% по сравнению с сухим теплооб-
теплообменом.
Основной недостаток вращающихся теплообменников — наличие
взаимного перетекания воздушных потоков через уплотнения при вра-
вращении ротора. По данным испытаний В. П. Ильина, это перетекание со-
составило от 2 до 5%.
Количество утилизируемого тепла и холода определяется эффек-
эффективностью регенератора — отношением фактически переданного тепла
(или холода) к максимальному его количеству, которое может быть
передано в идеальном противоточном теплообменнике:
? = * <'* ~ У = *- <'?. ~ У_ , G.65>
№мин (/Г1 - tXi) WMKH (tTx - tXi)
где№г=ср>г G, и №'x=CpiX Gx — водяные эквиваленты соответственно теплого и хо-
холодного потоков в ккал/ч град,
^мин—наименьший из водяных эквивалентов теплою и
холодного потоков в kkclaJh град,
/г и tT ·—соответственно начальная и конечьая температуры
теплого потока воздуха в град,
^х и ^х '—соответственно начальная и конечная температуры.
холодного потока воздуха в град,
сп - и сп ,. — весовые теплоемкости соответственно теплого и
р.г р.х
холодного воздуха в ккал/кг град,
Gr и Gx —количестве соответственно теплого и холодного воз-
воздуха в кг\ч.
Эффективность современных вращающихся теплообменников Е^=
= 0,84- 0,85.
В НИИ санитарной техники В. П. Ильиным проведены эксперимен-
экспериментальные исследования двух образцов вращающихся регенераторов. Теп-
лопередающие элементы первого образца были изготовлены из алюми-
алюминиевой фольги толщиной 6 = 0,15 мм с оомбическими выштампованными
выпуклостями высотой 1,5 мм и стороной ромба 4 мм, расположенными
в шахматном порядке. Расстояния между выштамповками составляли
по фронту 16 мм и по глубине 29 мм. Теплопередающие элементы вто-
второго образца были изготовлены из гофрированной алюминиевой фольги
толщиной 6=0,2 мм. Высота гофра составляла 2 мм, шаг гофра — 3 мм.
Опыты были проведены в пределах изменения температур от —7 до
+ 36°С, влагосодержаний от 2 до 25 г/кг и весовых скоростей от 1,9 дс
4,18 кг/м2-сек. При установившемся режиме работы количество конден-
конденсирующейся влаги в теплом потоке воздуха оказалось равным количе-
количеству испаряющейся влаги в холодном потоке. Поэтому лучи процессов
охлаждения и нагрева воздуха на /—^-диаграмме имеют одинаковый
угол наклона и параллельны между собой. Выяснилось, что коэффи-
коэффициент увеличения теплообмена ? и эффективность регенератора ? не
зависят от начального влагосодержания холодного воздуха. Это объяс-
объясняется тем, что конденсирующаяся на теплопередающей поверхности
168
влага при вращении ротора попадает в холодный поток воздуха с мень-
меньшим парциальным давлением водяных паров и полностью в нем испа-
испаряется (при положительной температуре).
На рис. 7.9 представлены на /—^-диаграмме процессы в теплообмен-
теплообменнике для опытов с воздухом постоянных начальных температур н эн-
энтальпий при одинаковых аэродинамических условиях и постоянное
числе оборотов ротора.
10
1 8 9 10 11 ? 13
'5 16 <7 аг/«г
5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 d г/кг
Рис 7 9 Влияние начальных параметров теплого воздуха на процессы во враща-
вращающемся регенераторе
а и б — соответственно постоянная начальная температура и постоянная начальная энтачь
пия теплого воздуха 367—372 н 377—381 номера опыгоз Условные обозначения проце^ов
в регенераторе · охлаждение тепчого воздуха, нагревание холодного возд\\а
Обработка опытных данных показала, что эффективность вращаю-
вращающегося теплообменника Е, найденная по выражению G.65), и общий1
коэффициент явной теплоотдачи <хя, отнесенный ко всей поверхности,
практически не зависят от массообмена, характеризуемого величиной ?.
Общие коэффициенты явной и полной теплоотдачи относили ко всей
поверхности теплообменника и к средней разности температур, которую
определяли по выражению:
? /ср л = —('г' ~ ^ ~ (/гг ~ ^ град. G.66)
In
Опытным путем определяли также коэффициенты явной теплоотдачи·
аг и массоотдачи ?? для теплого потока воздуха
?. =
г. ср
ккал/м2 · ч - град;
кг/м2 · ч,
G.67)
G.68)
гдр ? tT cp — средняя разность температур теплого воздуха и поверхности теплооб-
теплообмена в град, равная
Л / Г1 П2 ^ Г2 ??' ,
:. ср —
In
'г,-?,
— '
п,
?/? ср — средняя разность энтальпий теплого воздуха и слоя воздуха у тепло-
обмеччои поверхности в ккал/кг, равная
/г ср =
1п
tn и tn — средние температуры поверхности соответственно на входе и выходе
холодного потока н град;
/п и /п —средние значения энтальпии слоя воздуха у теплообменной поверх-
поверхности регенератора 'соответственно на входе и выходе холодного по-
потока в ккал/кг
Имея в виду, что ?г~ах> El—Fx=F0/2 и ???, cp^Aicp. л/2,
можно найти приближенную зависимость
7Я ^ —— ккал/м2-ч-град. G.69)
4
На основе теоретического анализа и результатов экспериментов в ус-
условиях сухого теплообмена установлено, что температура поверхности
вращающегося теплообменника изменяется по синусоидальному закону.
При этом с увеличением числа оборотов ротора амплитуда колебания
температуры уменьшается и ее изменение приближается к прямолинеи-
лохму закону, характерному для стационарного режима рекуперативных
теплообменников. Записи температуры поверхности самопишущим эле-
электронным потенциометром показали, что в режимах совместного тепло-
и массообмена синусоидальный закон изменения температуры поверх-
поверхности сохраняется, но амплитуда ее колебания увеличивается по срав-
сравнению с сухим теплообменом. Средняя температура насадки при этом
не изменяется. Увеличение амплитуды колебания температуры поверх-
поверхности зависит от количества выпавшей влаги и обусловлено дополни-
1ельной аккумуляцией насадкой скрытого тепла конденсации и допол-
дополнительными затратами тепла на испарение сконденсировавшейся влаги
Изменение эффективности обоих вращающихся теплообменников при
режиме отдачи явного тепла описывается уравнением
? = 0,502
г» F \°>5 / ?7 \—0.2
«я Г ft \ / Wmith \
1—.
0,07
G.70)
где
ая
I — общее число единиц переноса тепла;
— отношение водяных эквивалентов взаимодействующих потоков;
^нас/^мин — отношение водяных эквивалентов насадки и воздушного потока с
наименьшим водяным эквивалентом;
ссх и аг — коэффициенты теплоотдачи соответственно холодного и теплого пото-
потоков в ккал/м2-ч-град,
Fx и Fr — поверхности теплообмена на сторонах соответственно холодного и
теплого потоков в м2;
^нас — водяной эквивалент насадки в ккал/ч-град, равный
И»нас — 60 П GHac Снас;
? — скорость вращения ротора в об/мин;
GHac — вес насадки в кг,
Снас — сдельная теплоемкость 'материала насадки в ккал/кг-град.
Эффективность вращающихся (регенераторов при режиме совместно-
совместного тепло- и массообмена характеризуется зависимостью
/ ? F \0>5 / w \-°'2 г ? "?0·07
? = 0,502 I п ° )
170
Имея в виду, что ап = ая ?, уравнения G.70) и G.71) можно считать
тождественными.
Из результатов экспериментов, материалы которых представлены на
рис. 7.10, видно, что для обоих теплообменников с точностью ±2,5%
опыты при режиме сухого теплообмена и теплообмена с конденсацией
описываются одной зависимостью.
/~^%
0,5
0,4
Сухой
теплообмен
?-/
и-3
о-5
о- 7
?- 3
Теплообмен
с конденсацией
1-й теплообменник.
и-2
а- 4
·- 6
о-8
0-11
2-й теплообменник,
ф- 12
0,3
1.3
0.07
1.6
0,6 0,7 0,8 0,9 1 1,1 1,2
1
? нас ?
WmuhI
Рис 7.10. Результаты экспериментального исследования вращающихся регенераторов в
условиях совместного тепло- и массообмена при ?\ в кг/м2-сек
1 и 2 — 1,9, 3 и 4—2,5; 5, 6, 11 и 12—3, 7 я 8 — 3,5, 9 и 70 — 4,18
Результаты опытов, проведенных в условиях сухого теплообмена
(рис. 7.10), хорошо согласуются с теоретическими зависимостями, полу-
полученными при решении дифференциальных уравнений, которые описыва-
описывают аккумуляцию и передачу тепла во вращающемся регенераторе.
Исследование показало, что с увеличением скорости вращения рото-
ротора от 0 до 6 об/мин эффективность (регенератора возрастает, дальней-
дальнейшее увеличение числа оборотов не оказывает влияния на эффективность
регенератора.
Ш
Аэродинамические сопротивления (в кГ)м2) исследованных вращаю-
вращающихся теплообменников в зависимости от весовой скорости воздуха
(vy) в живом сечении описываются уравнениями для образцов № 1 и
2 (соответственно):
?# = 0,223 (и ?I45, G 72)
? Я - 0,74 (? уI 45. G.73)
При значении vy = b кг/м2-сек сопротивление теплообменника Х° 1
равно 2,3 кГ/м2, а теплообменника № 2 — 7,75 кГ/м2 Аэродинамическое
сопротивление теплообменников не зависело от числа оборотов ротора
и не изменялось в режимах, протекавших при конденсации влаги
Методы теплотехнического расчета вращающихся теплообменников,
работающих в условиях сухого теплообмена, можно подразделить на
две группы К первой группе относятся способы, основанные на замене
вращающегося регенератора эквивалентным по тепловому эффекту ре-
рекуперативным теплообменником с введением упрощающих предпосылок
о характере температурного поля во вращающейся насадке и коэффи-
коэффициентов для учета нестационарности теплообмена Ко второй группе
относятся способы, основанные на решении дифференциальных уравне-
уравнений, которые описывают процессы аккумуляции и отдачи тепла враща-
вращающейся насадкой Из-за математических трудностей строгое решение
уравнений имеется только для некоторых ограниченных условий (для
й^мин/^мак- = 1 и ПРнас/^мин = °°)· Решения даются в " графической
или табличной формах и распространяются на все остальные случаи.
При числе оборотов ротора, соответствующем WHac/WMm^>5, харак-
характеристики вращающегося регенератора и противоточного рекуператора
практически совпадают и поэтому удается использовать для расчета
вращающихся регенеративных теплообменников зависимости, полнен-
полненные для рекуперативных теплообменников Однако при указанных
методах не учитываются особенности теплообмена во вращающихся ре-
регенераторах систем кондиционирования, работающих в условиях кон-
конденсации влаги из воздуха
При совместном тепло- и массообмене обычно полагают, что переда-
передача явного тепла происходит вследствие разности температур воздуха и
поверхности, а передача влаги — вследствие разности парциальных дав-
давлений водяного пара в основной массе воздуха и в слое насыщенного
воздуха, прилегающего к пленке конденсата. Если одна часть поверх-
поверхности сухая, а другая покрыта конденсатом, то теплообменник рассмат-
рассматривается как бы состоящим из двух отдельных теплообменников и рас-
расчет каждого из них производится самостоятельно Методику расчета
можно упростить, если считать, что по всей поверхности теплообмена
происходит передача полного тепла за счет разности энтальпий в основ
ной массе воздуха и в слое воздуха, прилегающего к поверхности. Тем-
Температура прилегающего слоя воздуха принимается равной температу-
температуре поверхности Если температура поверхности tn ниже температуры
точки росы охлаждаемого воздуха tp, то поверхность покрыта конденса-
конденсатом и энтальпия прилегающего слоя воздуха определяется как энталь-
энтальпия насыщенного воздуха при соответствующей температуре поверхно-
поверхности, т. е
/„ = 0,24 /„ + (М5 + °·" '"> "-» юии/кг. G.74>
1UUU
где dнас — влагосодержание насыщенного воздуха при температуре поверхности,
в г/кг.
Энтальпию слоя воздуха, прилегающего к сухой части поверхности,
можно определить следующим образом:
/п = /Р + (*„ - U 0,24 = 0,24
1000
ккал/кг, G.75)
где /р — энтальпия насыщенного воздуха при температуре точки росы охлаждаемо-
охлаждаемого воздуха в ккал/кг;
dp—влагосодержание насыщенного воздуха при температуре точки росы
в г/кг.
При движении вдоль сухой части поверхности энтальпия основной
массы теплого воздуха снижается вследствие отдачи явного тепла (по
линии dp = const, рис. 7.11), а энтальпия прилегающего к поверхно-
поверхности слоя воздуха соответственно увеличивается вследствие аккумуляции
гепла насадкой (также по линии dp = const). При движении вдоль по-
поверхности, покрытой конденсатом, энтальпия основной массы воздуха
снижается по линии ?= 100% вследствие отдачи явного и скрытого теп-
тепла; изменение энтальпии слоя насыщенного воздуха, прилегающего
к мокрой поверхности, также происходит по линии ?=100%. Таким об-
образом, изменение состояний прилегающего слоя воздуха и основной
массы воздуха происходит по кривым (пунктирные линии на рис. 7.11),
которые могут быть заменены прямыми линиями, соединяющими на-
начальные и конечные состояния воздуха.
Рис. 7.11. Изменение состояний воздушного слоя, прилегающего к теплооб-
менной поверхности, и основной массы воздуха во вращающемся регене-
регенераторе
а—/ — ^-Диаграмма: / — охлаждение и осушка теплого воздуха; 2 — изменение со-
состояния слоя воздуха, прилегающего к теплообменной поверхности; 3—нагревание и
увлажнение холодного воздуха; б —изменение энтальпии воздушного слоя, прилега-
прилегающего к теплообменной поверхности, и основной массы охлаждаемого воздуха при
противотоке: / — охлаждение теплого воздуха; // — нагревание холодного воздуха
Расчет вращающегося теплообменника может быть поверочным,
когда при известных начальных состояниях взаимодействующих сред
требуется определить параметры воздушных потоков после регенерато-
регенератора заданных размеров, и конструктивным, цель которого состоит в под-
подборе или разработке конструкции теплообменника.
При конструктивном расчете предварительно задаются эффективно-
эффективностью регенератора и находят конечные температуры теплого и холодно-
холодного воздуха в град:
tr2 = tTl — E (tri - tXl); G.76)
tX2 = fXl + ? (tri - tXl). G.77)
Далее принимают тип насадки регенератора и, задаваясь весовой
скоростью, определяют живое сечение насадки для прохода воздуха. На
основании экспериментальных данных о теплоотдаче принятой поверх-
173
ности, представленных в виде зависимостей критериев Нуссельта или.
Стантона от критерия Рейнольдса, вычисляют коэффициенты теплоотда-
теплоотдачи со стороны теплого и холодного воздуха (аг и ах), а также общий
коэффициент явной теплоотдачи <хя. Затем определяют общую поверх-
поверхность теплообмена и устанавливают основные габариты регенератора.
Скорость вращения ротора выбирают такой, чтобы отношение W[iac :
^>5
Чтобы убедиться в правильности найденных величин, проводят пове-
поверочный расчет. Для этого по уравнению G.71) вычисляют значение эф-
эффективности регенератора, а затем по уравнениям G.76) и G.77) про-
проверяют температуры воздуха по сухому термометру на выходе из тепло-
теплообменника. Конечную температуру теплого воздуха по мокрому термо-
термометру находят из выражения 1
*г __ *' Мг = е °Г Ср ' G.78)
где/Г м и /г м —температуры теплого воздуха по мокрому термометру соответст-
соответственно на входе в регенератор и выходе из него в град.
При выводе уравнения G.78) использовано отношение Льюиса ir
принято, что коэффициент пропорциональности между энтальпией и
температурой мокрого термометра является величиной постоянной
(? = //??, = const). Это справедливо в узком диапазоне температур 10°(Ж
<ivl^22°C. Зависимость G.78) выражает экспоненциальный закон из-
изменения психрометрической разности температур теплого потока возду-
воздуха при прохождении его через вращающийся регенератор. Аналогичное
выражение было получено для поверхностных воздухоохладителей, пи-
питаемых холодной водой.
Аэродинамическое сопротивление насадки в кГ/м2 можно определить.
по уравнению Фаннинга
? Я = / {? ?J / G.79>
1 2grr г
или по общепринятому уравнению
АЯ-; {v YJ1 . G.80)
2 gd3 у
Здесь / — экспериментально устанавливаемый фактор трения,
/ — глубина теплообменника по ходу воздуха в м;
гх — гидравлический радиус в м,
?=4/ — коэффициент сопротивления;
аэ—эквивалентный диаметр в м;
? — удельный вес воздуха при средней температуре потока в кг/м3.
Проверочный расчет может быть произведен и другим способом в
следующем порядке.
1. Принимают в качестве потенциалов тепло- и массообмена разность
энтальпий в основной массе воздушного потока и в слое воздуха, приле-
прилегающем к теплообменной поверхности (сухой или мокрой).
2. Определяют эффективность регенератора ? по уравнению G.71) ^
а затем — конечные температуры потоков по уравнениям G.76) и G.77).
3. Находят средние температуры поверхности в град из следующих
выражений:
аг /r -f- ах tx
*?? = ? -l п.—!~; G·!
??·~ ??+?? ' (Лй2>
где tn и tn —средние температуры насадки регенератора на входе и выходе хо-
холодного воздуха в град,
1 В целях сокращения текста уравнение G.78) приведено в окончательной форме,
174
вычисляют энтальпии прилегающего к поверхности слоя воздуха при
температурах поверхности ниже и выше точки росы соответственно ??
уравнениям G.74) и G.75).
4. Определяют из выражений G.67) и G.68) количества регенериру-
регенерируемого явного и полного тепла, используя соотношение Льюиса аг = аг/с'
5. Находят энтальпии теплого и холодного воздуха в ккал/кг при
выходе из регенератора из уравнений
/г, = /р,--^-; G.83)
/*. = /?, + -^- . G.84),
8. РАСЧЕТ ОХЛАЖДЕНИЯ ВОДЫ В ЦЕНТРАЛЬНОМ
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕ1
Продолжительность действия источников искусственного холодоснаб-
жения может быть сокращена, если некоторое время использовать воз-
воздухоохладитель центрального кондиционера для охлаждения воды, по-
подаваемой к местным доводчикам. При этом температура точки росы за
воздухоохладителем должна быть равна величине, принятой при расче-
расчете влажностного режима в помещениях в зимнее время, а скорость воды
в трубках и коллекторах воздухоохладителя должна быть не менее
0,4 м/сек.
Необходимость подачи холодной воды в теплообменники доводчиков,
возникает тогда, когда теплоизбытки в помещениях не ассимилируют.^
первичным воздухом, т. е.
? QnoM = 2 Qn0CT - q (tnmi - tH) - 0,24 Gnep (tn0M ~tmp) > 0, G.85),
где in— верхняя предельная температура наружного воздуха, при которой возмож
но охлаждение воды в воздухоохладителе, эту температлру определяют по
уравнению
0,24 Gnep /р + 0,24 ? [Gnep (tn0M — fnep)] — ? Qn0CT -f ? q ta0M
Пользуясь выражением
_ >,48 Gpeu ?? Fi
определяют среднюю температуру воды Тср.
Начальную температуру воды tB.B, поступающей в доводчик, при
температуре за его теплообменником tm вычисляют по формуле
1,25
AQri
AQnoMfeopC* G2-Ю5 V)
^я.д A240+ Гср)
^пом ~f" tm т ? QnoM
где ^ор —коэффициент оребрения теплообменника доводчика,
^вн — внутренний диаметр трубки теплообменника в м
^"н.д — поверхность теплообменника доводчика в м2,
"фж—живое сечение теплообменника по воде в м2,
ан — коэффициент теплоотдачи от поверхности к воздуху в ккал,!м2-ч-град.
Конечную температуру воды находят из уравнения
U. к = 2 Тср — tB н град,
Написано при участии Л. И. Неймарк.
а расходы воды через каждый доводчик по формуле
W = AQ^f кг/ч.
Общий расход холодной воды в системе ?? находят суммировани-
суммированием расходов через доводчики.
Полученные величины W и ?? не должны быть больше расчетных
расходов воды при снабжении от источников искусственного холода.
Далее проверяют, достаточна ли выбранная площадь поверхности воз-
воздухоохладителя для естественного охлаждения воды
? ? ^ Qno%1
1 ? — U A f J
1де k — коэффициент теплопередачи центрального воздухоохладителя.
Глава 8
БОРЬБА С ЗАПАХАМИ (ДЕЗОДОРАЦИЯ)
И АЭРОИОНИЗАЦИЯ
1. ДЕЗОДОРАЦИЯ
Помимо людей и животных источниками запахов в помещениях яв-
являются: технологическое оборудование; сырье и готовая продукция; го-
горючие и смазочные материалы; растворители и краски; пищевые и хи-
химические продукты; оборудование для приготовления пищи; ковры, ме-
мебель, линолеум, декоративная отделка ограждений; загрязненные по-
эерхности элементов систем кондиционирования воздуха; вода, цирку-
циркулирующая в форсуночных камерах и орошаемых поверхностных возду-
воздухоохладителях; разлагающаяся пыль и минеральные масла на поверх-
поверхностях фильтров и теплообменников; наружный воздух, загрязненный
выбросами промышленных предприятий и транспорта.
Существуют более тридцати различных теорий, объясняющих спо-
способность человека распознавать запахи, но большинство этих теорий
экспериментально не подтверждается. Исключение составляет стереохи-
мическая теория, согласно которой молекулы пахучих веществ раздра-
раздражают окончания обонятельного нерва. Последний посылает сигнал в обо-
обонятельную луковицу и далее — в нижний отдел коры головного мозга,
где сигналы суммируются и перерабатываются в характеристики запа-
запаха. Д. Эмур установил, что существует семь первичных запахов, из ко-
которых можно получить любой запах. Первичные запахи — камфаропо-
добный, мускусный, цветочный, мятный, эфирный, острый и гнилостный.
Молекулы первых пяти запахов входят в соответствующие по конфигу-
конфигурации "рецепторные участки. Молекулы камфароподобного запаха и
рецепторный участок для этой молекулы имеют сферическую форму
диаметром около 7?G·10~7 мм); мускусный запах свойствен молекулам,
имеющим форму диска с диаметром около 10 А; цветочный запах дают
молекулы, имеющие форму диска с гибким хвостом (напоминают очер-
очертания замочной скважины); мятный запах вызывают клинообразные
молекулы; эфирный запах вызывают молекулы, имеющие форму пало-
палочек; острый запах характерен для молекул, имеющих положительный
заряд; гнилостный запах свойствен молекулам с избытком электронов.
т
Сложным запахом обладают молекулы веществ, попадающие в не-
несколько рецепторных участков.
Проверяя стереохимическую теорию запаха, Д. Эмур, М. Рубин и
Д. Джонстон синтезировали сложные запахи из первичных.
Существуют пороговые концентрации веществ, ниже которых запах
не ощущается.
Оценивать интенсивность запахов на основе инструментальных заме-
замеров в данное время не представляется возможным.
С помощью обоняния люди могут давать только качественную оцен-
оценку силы запаха. Для такой оценки используют шестибалльные шкалы,
которые характеризуют субъективное ощущение силы запаха, не давая
оценки степени его приятности (табл. 8.1).
Таблица 81
Шкала запахов
Запах
По Райту
по Яглоу
Отсутствует
Едва заметный
Отчетливый
Умеренный
Незаметный
Заметный
Приемлемый
Нежелательный
Сильный
Невыносимый
Используя шкалу Райта, Фельднер провел опрос шести наблюдате-
наблюдателей, ощущавших запахи этилмеркаптана различной интенсивности, и
установил, что результаты оценки в полулогарифмической сетке аппрок-
аппроксимируются прямой линией, т. е. подчиняются закону Вебера-Фехнера.
Острота восприятия запаха падает с увеличением относительной влаж-
влажности воздуха и практически не зависит от его температуры. Для умень-
уменьшения неприятных ощущений от запахов относительную влажность воз-
воздуха рекомендуется поддерживать в пределах 45—60%.
В Англии неоднократно обсуждались законодательные меры борьбы
с запахами. Однако законопроекты неизменно отвергались, поскольку
отсутствуют средства для количественной оценки интенсивности запа-
запахов, и, кроме того, собственно запахи, даже неприятные, не приносят
вреда здоровью людей. Органолептический способ оценки запахов инди-
индивидуумами или группами людей (так называемыми органолептическими
панелями) не может быть признан удовлетворительным, так как остро-
острота обоняния и правильность оценки силы запахов зависят от особенно-
особенностей каждого члена группы, его привычек, опыта, образа жизни, трудо-
трудовой деятельности, пола, возраста и состояния здоровья.
С запахами можно бороться в источнике их образования, в месте их
поступления в помещения и, что хуже всего, непосредственно в помеще-
помещениях, не допуская воздействия запахов на органы обоняния людей.
К физическим методам борьбы с запахами относятся очистка возду-
воздуха от пыли и бактерий в воздушных фильтрах, вентиляция помещений
чистым наружным воздухом, озонирование, хлорирование, адсорбция,
абсорбция и промывка водой. Вентиляция нередко сопряжена с подачей
больших объемов наружного воздуха, на обработку которого необходи-
необходимы значительные количества тепла, холода и электроэнергии. Так, если
для ассимиляции углекислоты требуется подавать около 7 м3 воздуха
в 1 ч на одного человека, то для уничтожения запахов, выделяемых че-
человеком, находящимся в спокойном состоянии, необходимо подавать 14—
40 м*/ч, а при выполнении умеренной физической работы—20—62 м31ч
12 Зак 665
177
(нижний и верхний пределы относятся к объемам помещения, приходя-
приходящимся на одного человека и равным соответственно 13 и 3 м3).
Озонирование при тихом электрозаряде протекает с выделением од-
одноатомных кислорода и азота, которые, взаимодействуя друг с другом,
образуют вредные для людей окислы азота. Кроме того, озон в больших
концентрациях вреден для здоровья людей (предельно допустимая кон-
концентрация 0,1 мг/м3). Применение озона допустимо для борьбы с запа-
запахами вентиляционных выбросов, а также в складских помещениях.
Адсорбция при пропуске через активированный древесный уголь и
абсорбция с помощью орошения воздуха растворами хлористого каль-
кальция и хлористого лития связаны с необходимостью регенерации угля и
растворов. Достоинством растворов хлористого лития и хлористого
кальция, как указывалось, является их бактерицидное действие.
Промывка воздуха водой в форсуночных и насадочных камерах наи-
наиболее доступна, однако при ней удаляются только запахи, вызываемые
растворимыми в воде веществами (например, запах аммиака).
Удаление запахов из рециркуляционного воздуха позволяет в ряде
случаев сокращать количество вводимого наружного воздуха.
Количество очищаемого рециркуляционного воздуха Lpeu опреде-
определяется по формуле
1000 g _L
Lpeil = ???? " ж3//ч' (8#1)
где Ln—объем вводимого наружного воздуха в м3/ч,
g — количество выделяющихся в помещении газов и паров в кг/ч,
Е= KzlKi—эффективность поглощения газов или ларов в очистном устройстве;
?? и Кг — концентрация газа или пара на выходе соответственно из помеще-
помещения и очистного устройства в г/м3.
Если рециркуляционный воздух очищается до предельно допускае-
допускаемой концентрации К"пред» т0 его количество определяется по формуле
1000 g ?' ,
_ ьп
рец = ?—?, М3/Ч, (8.2)
???? Fr К ·* fK+
1 ДС Lit —- *^ПрвД/-'*1·
Наконец, если система кондиционирования воздуха работает на пол-
полной рециркуляции (без подачи наружного воздуха), то формула (8 2)
принимает вид
1000 g E'
т Апред „ /с ? \
Loen = м3/ч. (8.2а)
рем <¦ *-*/ * \ /
1 — с
Продолжительность использования активированного угля определя-
определяется по формуле
? - I^peu A-S) +*?] ?? -1000
где W— вес угля в кг;
ал — динамическая активность угля в кг\кг.
Продолжительность использования угля, очищающего воздух до
предельно допускаемой концентрации, вычисляется по формуле
11рец A — ?') + La] /Спред-ЮОО
-= ????' 4· (8>4)
Для пользования формулами (8.1) — (8.4) необходимо располагать
сведениями о количестве и качественном составе газов и паров, о допу-
допускаемых по условиям дезорации концентрациях пахучих веществ в воз-
воздухе, динамической активности угля и его эффективности.
178
Слой активированного угля толщиной 12,5 мм при скорости набегаю-
набегающего потока воздуха 0,2 м/сек обладает эффективностью порядка 0,95
После реактивации эффективность слоя угля падает до 0,9. Сопротивле-
Сопротивление 12,5-лш слоя угля проходу воздуха равно 5 кГ/м2. Для слоя угля
толщиной 25 мм эффективность равна 0,98, а сопротивление — 7,5—
9 кГ/м2. Перед слоем из активированного угля необходимо устанавли-
устанавливать противопыльные фильтры.
Поглощение запахов древесным углем зависит от вида поглощаемых
газов и паров, их концентрации, температуры, относительной влажно-
влажности и скорости воздуха. С помощью активированного угля нельзя очи-
очистить воздух от ацетилена, водорода, метана, окиси углерода, углекис-
углекислого газа и этилена; слабо поглощаются аммиак, бутан, двуокись азота,
пропан, пропилен, сернистый газ, сероводород, этиловый эфир. Активи-
Активированный уголь способен поглощать до 16% от своего веса ацетон, ак-
акролеин, анестезирующие вещества, пары метилового спирта и метилово-
метилового эфира, хло,р и до 33% от своего веса пары бензина, автомобильные
газы, испарения от человеческих тел и смазочных материалов, хлоро-
хлороформ и фенол.
Годовой расход активированного угля, слой которого при испытании
.хлорпикрином дает проскок газов через 50 мин (по американским источ-
источникам), рекомендуется принимать на одного человека в жилых помеще-
помещениях 0,45 кг, в гостиницах 0,9 кг, в больницах и лабораториях 1,35 кгг
в ресторанах и барах 2,25 кг. По тем же источникам на 1 кг активиро-
активированного угля в год рекомендуется принимать: 126 м3 внутреннего объе-
объема жилых помещений; 50 мъ объема помещений типа вокзалов, аудито-
аудиторий, кабинетов, столовых, гостиниц, мотелей, библиотек, читален, музе-
музеев, театров, теплиц, деревообделочных предприятий; 19 ж3 объема храни-
хранилищ яблок и фруктов, ресторанов и конференц-залов, парикмахерских,
больниц, клиник, хирургических операционных, продуктовых магазинов,
теле-, радио-, кино-, фотостудий, школ, й
лабораторий; 6,2 мг объема помещений
для животных, химических предприятий и
складов. |
Фильтры из активированного угля ре- |
комендуется подбирать из расчета рас-
хода воздуха на 1 кг угля 19 м3/ч, а для
вытяжных вентиляционных шкафов
6,2 м3/ч.
По расчетам Ю. Н. Кигура, дезодора-
дезодорация рециркуляционного воздуха активи-
активированным углем приводит к сокращению
расходов тепла и холода и к существен-
существенной экономии денежных средств.
Сравнение эффективности различных
методов дезодорации приведено на
рис. 8Л. Из этого рисунка следует, что
борьба с запахами с помощью активиро-
активированного угля эффективна при низкой ско-
скорости воздуха.
Успешную борьбу с запахами обеспе-
обеспечивает деструктивный метод окисления.
При окислении молекул пахнущих веществ запах лишается своего физи-
физиологического действия на органы обоняния нервной системы. Органы
обоняния, как известно, не реагируют на запах кислорода и его окислов.
Теоретически существует большое число способов окисления Одна-
Однако из гигиенических, инженерных и экономических соображений прак-
практически приемлем только один способ, который состоит в том, что на
молекулы веществ, имеющих запах, воздействует одноатомный кисло-
I
so
I
\
\
4
л.
J
Спорость Воздуха S м/сек
Рис. 8.1. Сравнение эффективно-
эффективности различных методов удаления
запахов из воздуха
I и 2- при промывке водным раство-
раствором гликоля соответственно в орошае-
орошаемом слое и в слое активированного
угля толщиной 19 мм (одорант — че-
тыреххлористый углерод); 3 — в
фильтре с загрузкой из активирован-
активированной окиси алюминия с перманганатом
калия толщиной 25 мм (одорант — дым
табака)
12* Зак. 665
179
род О, получаемый из кислорода воздуха при облучении ультрафиоле-
ультрафиолетовыми лучами с определенной длиной волны. Продолжительность су-
существования одноатомйого кислорода весьма мала (исчисляется микро-
микросекундами), поэтому его действие происходит только в пределах завесы
из ультрафиолетовых лучей.
При воздействии ультрафиолетовыми лучами с длиной волны 1849 А.
двухатомный кислород расщепляется, а двухатомный азот не расщепля-
расщепляется, а поэтому окислов азота не образуется. Запахи ультрафиолетовы-
ультрафиолетовыми лучами уничтожаются следующим образом. Загрязненный возд/\
под влиянием разрежения, создаваемого вентилятором, пропускается
через воздушные фильтры, задерживающие масло и пыль, и поступает
в расширительную камеру, где проходит через завесу из ультрафиоле-
ультрафиолетовых лучей. Длина расширительной камеры выбирается такой, чтобы
время пребывания воздуха в камере составляло б—8 сек. Объем каме-
камеры определяется по формуле
V - -^- м\ (8.5)
6 '
60
77 /хлЯл
/f // /if ki№J\
t. .,
1 1
где L — производительность вентилятора в мэ/ч,
с — доля воздуха, пропускаемого через камеру (с=0,14-0,125)
Генераторы, создающие ультрафиолетовые лучи, должны быть рас-
расположены так, чтобы завеса из лучей перекрывала сечение для прохода
ьоздуха в нескольких местах по длине камеры.
¦Схема системы кондиционирования воздуха в кухне ресторана с
установкой для дезодорации рециркуляционного воздуха показана на
рис. 8.2. После дезодорации в систему конди-
кондиционирования поступает 90% рециркуляцион-
_ ного воздуха и 10% наружного.
¦ Г" " " I ^4 К химическим способам борьбы с запаха-
"I л?~Ш^5 ми относятся сжигание, каталитическое горе-
горение, хемсорбция, воздействие на воздух хими-
химических реагентов. Прямое и каталитическое
сжигание наиболее применимы для борьбы с
промышленными выбросами. Воздействие хи-
химическими реагентами на приточный воздух,
как правило, неприемлемо ввиду токсичности
реагентов.
Фильтры из активированной окиси алюми-
алюминия с перманганатом калия также относятся
к химическим средствам борьбы с запахами.
Схема их работы следующая: активированная
окись алюминия адсорбирует газы и пары, а
перманганат калия окисляет поглощаемые ве-
вещества, превращаясь в двуокись марганца.
Эти фильтры обладают значительным сопро-
сопротивлением проходу воздуха и сравнительно малой эффективностью.
К психологическим способам борьбы с запахами относятся нейтра-
нейтрализация и компенсация.
Способ нейтрализации был предложен в 1895 г., а позднее он пол^ -
чил неточное наименование метода маскировки.
Зваардемейкер показал, что существуют «пары запахов», которые,
будучи смешаны в определенной пропорции, при надлежащем регули-
регулировании в период одновременного вдыхания создают временный психо-
психофизиологический эффект потери обоняния человека, что равносильно па-
параличу органов обоняния На практике второй запах, добавляемый к
пахнущему воздуху, вводится путем очень тонкого распыления жидкого
маскирующего агента. В состав распыляемых деодорантов входят эфир-
эфирные масла, хлорофилл и химические вещества; частицы деодоранта дол-
Рис 8 2 Схема системы
кондиционирования воздуха
с установкой для дезодора-
дезодорации воздуха
/ — масляные фильтры, 2 —
двойной сетчатый фильтр, 3 —
ультрафиолетовые облучатели,
4 — канал; 5 — вытяжной вен-
вентилятор 6—система кондици
¦онирования приточного возду
ха 7—приточные отверстия
J80
roe время витают в воздухе. Во избежание неприятного воздействия
распыляемых агентов на органы дыхания, пищеварения, глаза и кож-
кожный покров, а также на продукты питания возможность применения ме-
метода нейтрализации каждый раз надлежит предварительно согласовы-
согласовывать со специалистами-медиками.
Метод компенсации состоит в перекрытии неприятного запаха при-
приятным. Запахи могут быть несовместимыми, тогда возможно образова-
образование третьего, еще более неприятного запаха.
Наибольший эффект и наименьшие единовременные и эксплуатаци-
эксплуатационные затраты свойственны ультрафиолетовому облучению, пропуску
через активированный уголь и промывке воздуха водой в форсуночных
камерах.
2. ИОНИЗАЦИЯ ВОЗДУХА
Под влиянием ионизирующих агентов (радиоактивное излучение поч-
почвы, космическое излучение) от молекулы газа отделяется электрон, ко-
который затем присоединяется к нейтральной молекуле, образуя отрица-
отрицательный ион, а атом или молекула, лишенные электрона, образуют по-
положительный ион.
Легкие атмосферные ионы состоят из группы молекул. Тяжелые ио-
ионы образуются при соединении легкого иона с пылинками и водяными
каплями.
Степень ионизации атмосферы характеризуется количеством ионов
в 1 см3 воздуха. Обычно в 1 см3 наружного воздуха содержится около
1000 легких ионов, но в зимнее время их содержание падает до 200, а
летом иногда поднимается до 3000, вблизи же водопадов до 10 000 и бо-
более ионов.
Отрицательные и положительные ионы различно действуют на орга-
организм и окружающую среду. Отношение количества положительных лег-
легких ионов к количеству легких отрицательных ионов называют коэффи-
коэффициентом униполярности, последний устанавливается отдельно для лег-
легких ионов q = n^/n~ (в атмосфере q—1-^-2) и отдельно для тяжелых ио-
ионов Q = N+/N-.
Исследования, проведенные А. А. Минхом, Г. Э. Лестгафтом и други-
другими, показали, что вблизи заводов, котельных, электростанций наблюда-
наблюдается значительная концентрация тяжелых ионов, которая может слу-
служить одним из критериев загрязнения воздуха. В воздухе произволе ? -
венных помещений имеются значительные концентрации легких и тяже-
тяжелых ионов обеих полярностей. Особенно высокие концентрации тяжелых
ионов наблюдаются при электросварке, литье и других процессах, свя-
связанных с выделением вредностей.
Исследованиями лаборатории аэрозолей Ленинградского научно-ис-
научно-исследовательского института гигиены труда и профзаболеваний установ-
установлено, что пыль, несущая на себе электрические заряды, задерживается в
дыхательных путях человека в гораздо большем количестве, чем нейтраль-
нейтральная. Попав в легкие, пыль теряет свой заряд, вследствие чего пылевые
конгломераты распадаются, образуя большие поверхности, состоящие из
мельчайших частичек пыли. Это может привести к активизации физико-
химических свойств пыли и усилению ее биологической активности. За-
Загрязненные молекулы газа при вдыхании человеком полностью задер-
задерживаются в дыхательных путях, а сопутствующие им гидроионы задер-
задерживаются на 80—90%.
Солнечное сияние, температура и степень влажности воздуха, дождч
(особенно грозовые), обильное выпадение снега, направление и сила
ветра оказывают влияние на степень аэроионизации наружного воздуха
и иногда определяют ее знак.
Ш
Искусственной аэроионизацией можно осаждать пыль, однако выпа-
выпадающая из воздуха пыль и сопутствующие ей бактерии оседают на пото-
потолок, стены, пол и окружающие предметы.
Искусственная ионизация воздуха по назначению и под контролем
врачей применяется в профилактических целях, а также при лечении
острых катаров верхних и нижних дыхательных путей, бронхиальной
астмы, гипертонической болезни (на ранних стадиях), ожогов и ран.
Дозировка аэроионов, продолжительность сеансов и их число устанав-
устанавливаются врачами с учетом индивидуальных особенностей людей и ха-
характера протекания болезней. В большинстве случаев на организм бла-
благотворно влияют отрицательные ионы, однако иногда используют и nor
ложительные ионы, которые тоже вызывают улучшение состояния боль-
больных.
Наличие отрицательных ионов в воздухе производственных помеще-
помещений способствует уменьшению потенциала статического электричества,
вызываемого трением (например, в производстве искусственных и синте-
синтетических волокон), улучшению технологических процессов и снижению
пожарной опасности.
Некоторые специалисты в свое время указывали на то, что в систе-
системах кондиционирования при обработке в калориферах и фильтрах, а
также при перемещении воздуха по металлическим каналам теряется
большое количество легких отрицательных ионов, вследствие чего воз-
воздух якобы утрачивает свою «жизненную силу». Эти сведения дали воз-
возможность настаивать на массовом внедрении аэроионизации в системы
кондиционирования воздуха промышленных, общественных и жилых
зданий.
Исследования, проведенные Р. Ф. Афанасьевой в московском кино-
кинотеатре «Пламя», показали, что в поверхностных воздухоохладителях
концентрация легких отрицательных ионов практически не снижается,
после фильтров и металлических воздуховодов уменьшается на 55%,
после калориферов падает, после форсуночной камеры резко возраста-
возрастает. Наличие рециркуляции в летнее время вызывает уменьшение числа
отрицательных ионов, а в зимнее время практически не влияет на их
концентрацию. Присутствие людей вызывает снижение концентрации
легких ионов тем больше, чем меньше кратность воздухообмена. Если
кратность составляет 13 1/ч и на каждого человека подается 70—80 м3
воздуха в 1 ч, то число легких ионов в воздухе помещения практически
становится равным числу этих ионов з атмосферном воздухе.
По некоторым данным, наибольшее число отрицательных ионов об-
образуется в форсуночных камерах, стенки которых изнутри облицованы
стеклом или гранитными плитками. Повышение давления воды до 2,3—
3,5 ати перед форсунками также вызывает увеличение количества отри-
отрицательных ионов, а повышение температуры распыляемой воды — уве-
увеличение количества положительных ионов. При добавлении в камеру
орошения кислорода количество отрицательных легких ионов резко воз-
возрастает.
В. Ф. Кириллов указывает, что денонсированный воздух, попадая в
помещение, снова ионизируется вследствие распада радиоактивных эле-
элементов, содержащихся в строительных материалах ограждений. Уро-
Уровень ионизации зависит от интенсивности ионообразования и степени
чистоты воздуха. На основании теоретических и экспериментальных ис-
исследований В. Ф. Кириллов пришел к выводу, что восстановление уроз-
ня ионизации воздуха в помещениях исключает необходимость искусст-
искусственной ионизации деионизированного воздуха, прошедшего через фильт-
фильтры из материала ФПП-15.
Врачи Л. Я. Уквольберг и В. М. Дмитриев вместе с инж. Н. С. Коло-
диной длительно наблюдали за ионосодержанием воздуха в судовых по-
помещениях и в кондиционерах. Они пришли к выводу, что, несмотря на
182
некоторое снижение концентрации легких отрицательных ионов в ме-
металлических пластинчатых калориферах, последующее возрастание ее
после форсуночных камер приводит к уменьшению концентрации в су-
судовых помещениях, которое не столь значительно, чтобы диктовать не-
необходимость искусственной ионизации. Авторы особо отметили жела-
желательность снижения относительного количества рециркуляционного воз-
воздуха.
Органами здравоохранения не подтверждена допустимость примене-
применения искусственной ионизации воздуха для практически здоровых лю-
людей, поэтому в настоящее время прибегать к искусственной ионизации
воздуха в системах кондиционирования воздуха не следует. Необходи-
Необходимо предварительно выполнить цикл научно-исследовательских работ,
которые позволят выяснить области целесообразного применения иони-
ионизации воздуха.
Глава 9
ТЕПЛО- И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
В настоящей главе рассмотрены только специфические особенности
теплоснабжения систем кондиционирования воздуха (СКВ), проявля-
проявляющиеся главным образом при снабжении теплом калориферов второго,
местного или зонального подогревов и теплообменников эжекционных
и вентиляторных доводчиков. Вопросы холодоснабжения рассмотрены
более широко.
1. ТЕПЛОСНАБЖЕНИЕ КАЛОРИФЕРОВ ВТОРОГО, МЕСТНОГО
ИЛИ ЗОНАЛЬНОГО ПОДОГРЕВОВ ВОЗДУХА
Снабжение теплом калориферов второго, местного или зоняльного
подогревов воздуха, подаваемого в кондиционируемые помещения, дол-
должно, как правило, производиться с помощью теплоносителя воды. Регу-
Регулирование паровых калориферов затруднено, поэтому пар применяют в
исключительных случаях и только низкого давления @,5—1 ати). За
рубежом находит применение вакуумный пар с температурой 70—90°С,
Присоединять по непосредственной схеме калориферы второго, ме-
местного или зонального подогревов круглогодичных СКВ к теплосетям
не следует, потому что потребление тепла этими калориферами не за-
зависит (или мало зависит) от температуры наружного воздуха, т. е. не
связано с графиком работы теплосети.
Для калориферов второго, местного или зонального подогревов при-
применяется количественное регулирование подачи воды постоянной темпе-
температуры. Для получения воды с постоянной температурой используют
смесительные установки, выполненные по одной из двух схем на рис. 9.1.
По первой схеме (см. рис. 9.1, а) вода из подающей линии теплофи-
теплофикации / с температурами, изменяющимися в пределах от 150 до 70°С,
через автоматический клапан 2 поступает в узел 3, в который по тру-
трубе 4 подается обратная вода от калориферов местного или второго по-
подогревов 6. Смешанная вода из узла 3 по трубопроводу 5 при постоян-
183
ной температуре (например, 70°С) подается к калориферам 6, теплоот-
теплоотдача которых регулируется клапанами 7
CnoJeMnepaTypa обРатной В°ДЫ не регулируется и равна обычно 40—
50 С. Обратная вода по трубопроводу 8 поступает к насосу 9, который
перекачивает ее к узлу 10 и далее по трубопроводу 11 через клапан 12
в обратную линию теплоснабжения 13 или по трубопроводу 4 к узлу 3.
При частичном или пол-
а)' ' ¦ ном закрытии клапанов 7
вода из узла 3 по трубо-
трубопроводу 14 через клапан
15 частично или полно-
полностью поступает в трубо-
трубопровод 8.
Температура воды в
узле 3 поддерживается на
постоянном уровне термо-
терморегулятором Т, а посто-
постоянное количество цирку-
циркулирующей воды поддер-
поддерживается регулятором
давления Д по разности
давлений в точках 3 и
16. На теплый период го-
года насос 9 останавливает-
останавливается, ручные вентили 17 за-
закрываются, а вентиль 18
открывается и система
работает под давлением
насосов теплосети
При расчете первой
схемы (см. рис. 9.1, а) на-
насос подбирается на произ-
производительность W в м3/ч и
на компенсацию потерь
давления Ян в кольце
трубопроводов 9—10—3—
5—6—8—9 при закрытых
клапанах 15 и 2
При закрытом клапа-
клапане 2 (см. рис. 9 \,а) вода
движется через калори
феры 6, перекачиваемая
насосом 9, а при частич-
частичном или полностью от-
открытом клапане 2 также и за счет разности давлений в трубопрово-
трубопроводах теплосети между точками / и 13, что компенсируется прикрытием
клапана 12. При открытии клапана 2 расход в сети может возрасти На
в момент, когда температура воды в теплосети равна температуре, на
которую настроен терморегулятор Т, вода к калориферам должна посту-
поступать только из теплосети в прежнем количестве W. При этом по участку
10—3 вода протекать не будет Потери давления в сети возрастут на ве-
величину разности между потерями на участках /—3 плюс 10—13 и на уча-
участке 10—3, а давление, которое может быть израсходовано на циркуля-
циркуляцию воды, возрастет на величину A#Cl, равную разности давлений в по-
подающей и обратной линиях теплофикационной сети между точками / и
13. Если разность сопротивлений участков 1—3 плюс 10—13 и участка 10—
3 мала ( ? е. можно считать, что общая характеристика сети, в области ко-
Рис 9 1 Смесительные установки
а — присоединяемая к подающему и обратному трубопрово
дам теплоснабжения б — присоединяемая в холодное время
года к обратному трубопроводу теплоснабжения
184
торой работает насос 9, не изменялась), то количее зо воды, проходя-
проходящей по сети под влиянием дополнительной разноси давлений, возра-
возрастет.
Для того чтобы количество воды W в м3/ч, цирк\ тирующей в сети,
осталось неизменным, суммарное дополнительное coi ротивление сети
должно быть равно. ? Яд = Я/_3 + ?10-?3 + ? ? ? - Ню-з > т. е. величи-
величина ? Яд слагается: из сопротивления участка 1—3, равного АН is, со-
сопротивления участка 10—13, включая сопротивление полностью откры-
открытого клапана 12, равного AHW-i3, и сопротивления за счет изменения
положения плунжера клапана 12 ??? за вычетом сопротивления уча-
участка 10—3, равного ? Нм-з-
Клапан 2 на участке /—3 регулирует приток воды из теплосети и в
момент максимального расхода этой воды должен быть полностью от-
открыт. Этот клапан следует рассматривать как регулятор дополнитель-
дополнительного источника энергии, подаваемой в сеть смесительной установкой.
В небольших установках и при относительно небольших приращениях
расхода ?№? (например, до ?№?=0,33№) клапаном 12 можно управ-
управлять от терморегулятора ? параллельно с клапаном 2 по взаимно об-
обратной схеме, т. е., открывая клапан 2, можно закрывать клапан 12, и
наоборот. В больших установках или при больших величинах отклоне-
отклонений (например, при AW^O^SW) клапан 12 должен управляться рас-
расходомером Р, установленным после насоса 9 на трубопроводе 9—10 и
настроенным на заданный постоянный расход воды W в м 3/ч.
Вторая схема (рис. 9.1,6) отличается от первой тем, что смеситель-
смесительная установка присоединена только к обратной трубе системы тепло-
теплоснабжения, поэтому вода циркулирует целиком за счет работы насоса 3.
Из обратной линии теплофикации / вода с температурами, изменя-
изменяющимися, например, в пределах от 70 до 42°С, через автоматический
клапан 2 перекачивается насосом 3 вместе с обратной водой от кало-
калориферов 8, поступающей через клапан 4. Смешанная вода нагнетается
насосом 3 по трубопроводу 5 в узел 6, из которого по трубопроводу 7
подается к калориферам 8, регулируемым клапанами 9, и далее по тру-
трубопроводу 10 к узлу И, а затем через клапан 4 к насосу 3 или по тру-
трубопроводу 12—в обратную трубу теплоснабжения 1. При частичном
или полном закрытии клапанов 9 вода из узла частично или полностью
поступает по трубопроводу 13, через клапан 14—в обратную линию 10
к узлу И и далее к насосу 3 или в обратную трубу /.
Терморегулятор Т, установленный в узле 6, с помощью клапанов 2 и
4 обеспечивает подачу воды заданной температуры. Регулятор давле-
давления Д, настроенный на поддержание постоянной разности давлений
между точками 6 и 15, обеспечивает постоянство количества циркули-
циркулирующей воды с помощью клапана 14 независимо от положения клапа-
клапанов 9.
Питание калориферов от обратных магистралей теплофикационной
сети по второй схеме более экономично, чем питание по первой схеме,
гак как не требует увеличения расхода теплоносителя по теплофикаци-
теплофикационным магистралям, присущего схеме, которая приведена на рис. 9.1,а
Однако при второй схеме поверхность нагрева калориферов обычно в
два раза превышает поверхность, необходимую при теплоснабжении по
первой схеме.
Питание калориферов второго, местного и зонального подогревов
можно производить также по закрытым схемам с помощью водоводя-
ных или пароводяных подогревателей. Смесительные установки дешев-
дешевле и проще установок с водоводяными подогревателями и поэтому
должны применяться всегда, за исключением тех случаев, когда соотно-
соотношение между давлениями в магистральных сетях и допускаемым дав-
давлением на калориферы требует применения независимого присоедине-
присоединения к тепловой сети.
Максимальный расход тепла в каждом из калориферов второго, ме-
местного или зонального подогревов рассчитывается при полном отсутст-
отсутствии теплоизбытков в обслуживаемом помещении и принимается рав-
равным большей из теплонагрузок в теплый и холодный периоды года.
На суммарную максимальную нагрузку системы теплоснабжения
всех калориферов второго, местного или зонального подогревов данного
объекта вводится понижающий коэффициент Кн =0,7— 0,9 для учета
несовпадения максимумов нагрузки отдельных потребителей.
2. СИСТЕМЫ ХОЛОДОСНАБЖЕНИЯ ЦЕНТРАЛЬНЫХ
И МЕСТНЫХ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ
Холодоносителем для СКВ, как правило, служит вода от холодиль-
холодильных установок и значительно реже — от естественных источников холо-
холода. Растворы солей и фреон различных марок употребляются в качест-
качестве холодоносителя редко и только в системах, требующих глубокого
охлаждения воздуха. Однако фреоны различных марок целесообразно
применять в качестве хладагентов и при неглубоком охлаждении, когда
холодильная машина устанавливается рядом с кондиционером, а хлад-
хладагент является одновременно и холодоносителем.
Схемы систем холодоснабжения зависят ог способа получения холо-
холода, расположения и расстояния потребителей от источников холода, от
типа испарителя, если источником холода является холодильная стан-
станция, а также от способа присоединения воздухоохладителя к холодоно-
сителю.
Камеры орошения обычно присоединяются к системе холодоснабже-
холодоснабжения по одной из схем, показанных на рис. 9.2 и 9.3.
Схема, приведенная на рис. 9.2, применяется для небольших групп
кондиционеров с камерами орошения, расположенными вблизи холо-
холодильной станции. Баки 3 и 4 располагают ниже поддонов камер оро-
орошения 9, а оси насосов 1 и 2— ниже уровня жидкости в баке. Насос 2
забирает постоянное количество отработанной воды из бака 3 и после
охлаждения ее в закрытом испарителе 7 подает в бак 4, откуда холод-
холодная вода в смеси с рециркулирующей водой, поступающей по трубопро-
трубопроводу 12, насосом 1 подается в камеры орошения 9 кондиционеров. В за-
зависимости от соотношения производительностей насосов 1 и 2 и поло-
положения плунжеров в клапанах 6 вода переливается через перегородку 5
из бака 4 в бак 3, или наоборот. Эту схему можно применять и для хо-
холодоснабжения от станций, оборудованных открытыми испарителями,
которые заменяют собой бак 3, а в некоторых случаях и оба бака
3 и 4.
Для снабжения больших групп кондиционеров применяется схема,
показанная на рис. 9.3. Постоянство расхода воды, подаваемой насо-
насосом через испаритель 5, обеспечивается регулятором расхода 7 или
давления, воздействующим на клапан 6. При уменьшении потребности
в холоде клапаны 3 или 12 сокращают потребление холодоносителя из
трубопровода 9, вследствие чего давление холодоносителя в последнем
повышается, а расход холодоносителя снижается, регулятор 7 открыва-
открывает клапан 6, обеспечивающий циркуляцию через испаритель. Регулятор
7 и клапан 6 дублируются.
Открытые системы холодоснабжения (см. рис. 9.2 и 9.3) требуют
восполнения убыли воды вследствие ее испарения и уноса через сепара-
сепараторы камер орошения. Восполнение расхода воды производится через
поплавковый кран, устанавливаемый в поддоне камеры. Количество во-
воды, подводимое к каждой камере, принимают в зависимости от типа
установленных форсунок в размере от 1 до 3% производительности ре-
186
циркуляционного насоса. Общее максимальное количество воды, затра-
затрачиваемое на восполнение ее убыли во всех кондиционерах, следует опре-
определять путем расчета расходов воды на испарение при наиболее невы-
невыгодном эксплуатационном режиме (обычно зимнем) с добавкой 25% на
унос воды через сепараторы.
От кондиционера N2
к насосу f
кондиционер /?'2
J 4 5канализацию
Рис. 9,2 Схема снабжения холодной
водой небольшой группы камер
орошения, расположенной вблизи
холодильной станции
/ — насос камеры орошения, 2 — насос хо
лодильной станции, 3 — бак с отработан
ной водой, 4—бак с холодной водой, 5 —
внутренняя перегородка, 6 — трехходовой
клапан, 7 — испаритель холодильной стан-
станции 8 — самотечный трубопровод, 9 — ка
мера орошения; 10 — переливная труба
11 — трубопровод подачи водопроводной
воды через шаровой клапан, 12 — трубо-
трубопровод рециркуляционной воды
Рис 9 3 Схема снабжения камер
орошения холодной водой при боль-
большом числе кондиционеров
/ — камеры орошения; 2 — насосы конди-
кондиционеров, 3—трехходовой смесительный
клапан, 4 — бак для воды на холодильной
станции; 5 — закрытый испаритель холо-
холодильной станции; 6 — проходной клапан
регулятора расхода, 7 — датчик регулято-
регулятора расхода; 8 — переливные трубы, 9 —
напорный трубопровод холодной воды,
10 — самотечный трубопровод отработан-
отработанной воды, // — трубопровод подачи водо-
водопроводной воды через шаровые клапаны,
12 — проходной клапан
Трубопроводы от поддона каждого кондиционера до самотечной ма-
магистрали следует проверять на кратковременный пропуск количества
воды, равного полной производительности циркуляционного насоса. Ма-
Магистрали должны рассчитываться на пропуск количества воды, подво-
подводимой в камеру орошения извне. Эти количества обычно меньше суммы
лроизводительностей циркуляционных насосов данной группы.
Вода, циркулирующая в системе орошения, и вода, подаваемая из-
извне, должна подвергаться очистке в сетчатых фильтрах.
На рис. 9.4 приведена схема закрытой двухтрубной системы холодо-
снабжения, включающая большое количество местных теплообменников
или кондиционеров-доводчиков, которые установлены в многоэтажном
здании, и воздухоохладитель центрального кондиционера, подающего
первичный воздух к местным кондиционерам. Терморегулятор 7?, воз-
воздействующий на трехходовой смесительный клапан Кб, поддерживает
постоянство температуры подаваемой воды. Системы питания теплооб-
теплообменников местных кондиционеров и центральный воздухоохладитель
присоединены к испарителю / последовательно. В целях сокращения
продолжительности работы холодильной машины предусмотрена воз-
возможность использования холодного наружного воздуха в качестве ис-
источника холода. В холодный период закрываются клапаны К1, К2 и
К4, открываются клапаны КЗ и К5 и вода перекачивается насосом 2 че-
через центральный теплообменник 8, выполняющий в холодное время го-
года функции водоохладителя. В нем производится охлаждение воды на-
наружным воздухом. Далее вода через открытые клапаны Кб и К5 посту-
поступает к местным кондиционерам. Теплообменник 8 устанавливается в
187
центральном кондиционере после калориферов 18 первого подогрева л
через него всегда проходит воздух с положительной незначительно ко-
колеблющейся температурой, поэтому регулирование температуры ох-
охлаждаемой воды не требуется. Насос 17 в период охлаждения воды мо-
может не работать. Применение воздухоохладителя для охлаждения воды
должно базироваться на тщательном расчете (см. главу 7). Для защи-
защиты воздухоохладителя от замерзания должны быть предусмотрены со-
соответствующие меры.
? ??
Рис. 9.4. Схема закрытой двухтрубной
системы холодоснабжения местных до-
доводчиков и центрального кондиционера
/—испаритель холодильной станции; 2— на-
насос; 3 — подающий трубопровод; 4 — обрат-
обратные трубопроводы, 5— переливная труба; 6 —
расширитель; 7 — поверхностные воздухоохла-
воздухоохладители доводчиков; 8 — поверхностный возду-
воздухоохладитель кондиционера; 9— камера оро-
орошения кондиционера; 10 — проходные регули-
регулирующие клапаны; 11 — трехходовой регулиру-
регулирующий клапан; 12—раковина; 13 — регулятор
расхода; 14 — воздушная линия, 15—пере-
15—перепускной трубопровод; 16 — емкость герметиче-
герметическая; 17 — насос, 18 — калорифер; К1 — Кб —
водяные клапаны; Т\ — терморегулятор
Рис. 9.5. Схема закрытой однотрубной
системы холодоснабжения местных до-
доводчиков и центрального кондиционера
/ — испаритель холодильной станции; 2 — на-
насос; 3— подающие трубопроводы; 4—обрат-
4—обратные трубопроводы; 5 — переливная труба; 6 —
расширитель; 7 — поверхностные воздухоохла-
воздухоохладители доводчиков; 8 — поверхностный возду-
воздухоохладитель кондиционера; 9 — камера оро-
орошения кондиоционера, 10 — раковина; 11 — ре-
регулятор расхода; 12 — клапан; 13— воздушная
линия; 14 — перепускной трубопровод; 15 —
емкость; 16 — калорифер; 17 — насос; К1 —
Кб — водяные клапаны; 7? — терморегулятор
На рис. 9.5 показана схема однотрубной системы холодоснабжения
теплообменников-доводчиков. Эта система удобна в тех случаях, когда
холодопроизводительность теплообменников регулируется путем изме-
изменения количества пропускаемого через них рециркулируемого воздуха.
На замыкающих участках стояков устанавливаются диафрагмы или
пробочные краны либо устраиваются сжимы, которые служат для урав-
уравнивания сопротивлений замыкающего участка и теплообменника. Че-
Через теплообменники всегда циркулируют постоянные количества холод-
холодной воды.
При расчете однотрубной системы необходимо выбирать разность
температур холодной воды по стоякам исходя из максимальных избыт-
избытков тепла в обслуживаемых помещениях.
Воздухоохладитель 8 в этой системе, так же как и в системе, пока-
показанной на рис. 9.4, может быть использован для охлаждения воды, по-
подаваемой к доводчикам в переходный период года.
Закрытые системы холодоснабжения, в которых в качестве холодо-
носителя употребляются рассолы хлористого кальция и хлористого нат-
Ш
1 ' 11> J ? J
рия, имеют некоторые специфические особенности по сравнению с опи-
описанными выше системами, работающими на воде. Эти особенности выз-
вызваны коррозионным действием рассолов и образованием «шубы» из сне-
снега на поверхностях воздухоохладителей.
Схема рассольной системы холодоснабжения приведена на рис. 9.6.
Для оттаивания «шубы» из снега в системе предусмотрен подогреватель
рассола 2. В системе отсутствуют емко-
емкости для рассола, что допустимо, если хо-
холодильная машина снабжена регулято-
регулятором производительности или если концен
трация рассола обеспечивает незамерза-
незамерзание системы при существенном пониже-
понижении температуры рассола.
Для борьбы с коррозией систем холо-
холодоснабжения, работающих на рассолах
хлористого кальция и хлористого натрия,
необходима ежемесячная проверка со-
состояния рассола. Нельзя допускать, что-
чтобы охлаждающий рассол переходил из
щелочного в кислый, так как кислоты бы-
быстро разъедают металлы, применяемые
в системах холодоснабжения.
Свежеприготовленный раствор хлори-
хлористого кальция обычно содержит достаточ-
достаточно щелочи и имеет щелочную реакцию. 16
Но рассолы при соприкосновении с воз-
воздухом постепенно поглощают углекислый
газ и кислород, которые нейтрализуют
щелочность, и в конечном счете рассол
может превратиться в слабокислотный.
Разбавленные (слабые) рассолы погло-
поглощают кислород гораздо быстрее и обла-
обладают повышенным коррозионным дейст-
действием по сравнению с концентрированны-
концентрированными рассолами. Лучшим способом защи-
защиты от коррозии является подача инертно-
инертного газа над поверхностью рассола в рас-
расширительном сосуде, как это показано на
рис. 9.6.
Уровень кислотности или щелочности рассола выражается величиной
активной реакции рН. Величина рН = 7 характеризует нейтральную сре-
среду; понижение величины рН<7 означает повышение кислотности, а по-
повышение величины рН>7 — повышение щелочности.
Шкала рН — логарифмическая. Так, раствор с величиной рН = 5
имеет в 10 раз большую кислотность (концентрацию ионов водорода),
чем рассол с величиной рН=6. Рассол с величиной рН = 7,5 для систем,
работающих на растворах хлористого кальция или хлористого натрия,
считается наиболее приемлемым, так как слабощелочной рассол надеж-
надежней слабокислотного.
Обслуживающий персонал должен иметь индикатор величины рН и
регулярно им пользоваться. Если раствор окажется кислым, то следует
поднять величину рН с помощью добавления едкого натра, растворив
его предварительно в теплой воде, а если рассол окажется щелочным,
то следует добавить хромовую, уксусную или соляную кислоты либо
углекислый газ. Кроме регулирования величины рН желательно приме-
применять ингибиторы. Для рассольных систем наиболее эффективной и де-
дешевой добавкой является бихромат натрия Na^Cr2O7, который легко
растворяется в теплой воде.
Рис 9.6. Схема закрытой рассоль-
рассольной системы холодоснабжения
/ — испаритель холодильной станции;
2 — подогреватель рассола для снятия
«шубы» из снега с воздухоохладите-
воздухоохладителей; 3 — реконцентратор рассола; 4 —
регуляторы расхода различных типов;
5 — воздухоохладители; 6 — продувоч-
продувочные краны; 7 — расширительный сосуд;
? —регулятор давления азота; 9 — по-
подача азота; 10 — предохранительный
клапан; 11 — насос; 12 — ручные или
автоматические клапаны для пропуска
рассола через реконцентратор; 13 —
трубопровод теплой воды; 14 — Дре-
Дренажный трубопровод; 15 — регулятор
расхода: 16 — автоматический клапан
189
В рассольных системах могут применяться стальные, железные или
медные трубы. Если величина рН рассолов существенно отклоняется ог
7,5, то должны применяться стальные трубопроводы. Системы с рассо-
рассолом СаС12 обычно выполняются целиком из стали.
3. КОМПЛЕКСНЫЕ СИСТЕМЫ ТЕПЛО- И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЯ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ МЕСТНЫХ ЭЖЕКЦИОННЫХ
И ВЕНТИЛЯТОРНЫХ ДОВОДЧИКОВ
ко ко
Попеременное снабжение теплообменников теплом и холодом про-
производится по двух-, трех- или четырехтрубной системам.
На рис. 9.7 показана схема закрытой двухтрубной многозональной
системы тепло- и холодоснабжения с регулированием тепло- и холодо-
производительности теплообмен-
теплообменников водяными автоматически-
автоматическими клапанами КО, управлямыми
комнатными терморегуляторами.
Клапаны КО должны быть ревер-
реверсивными, т. е. при питании холод-
холодной водой с понижением темпе-
температуры в помещениях они долж-
должны уменьшать подачу холодной
воды, а при питании теплой во^
дой увеличивать ее подачу. Такие-
клапаны пока не изготовляются,,
поэтому индивидуальное регули-
регулирование теплообменников довод-
доводчиков может быть осуществлено
путем установки двух клапанов—^
прямого КО' и обратного КО" дей-
действия, управляемых двумя термо-
терморегуляторами, что существенно
удорожает систему, является при-
причиной отказа от индивидуального
регулирования доводчиков « за-
заставляет прибегать к регулирова-
регулированию групп приборов или целых
зон.
В холодный период года, когда
требуется отопление большинства
обслуживаемых помещений, дол-
должны быть открыты автоматичес-
автоматические клапаны К1 и К2 и закрыты автоматические клапаны КН, К7 и К8.
Горячая вода от водонагревателя 4, перекачиваемая насосом 6, проходит
в систему по трубопроводу 2, а затем возвращается в водонагреватель 4
через открытые клапаны КЗ и К4. В это время снабжение холодной во-
водой включенного в систему воздухоохладителя ВО центрального конди-
кондиционера при необходимости производится от испарителя 3 по отключен-
ному от остальной системы кольцу 3—ВО—7—0—5.
В теплый период года, когда требуется охлаждение воздуха боль-
большинства помещений, водонагреватель 4 и насос 6 не работают, клапа-
клапаны К1 и К2 закрыты, а клапаны КН, К7 и К8 открыты. Холодная во-
вода/после испарителя 3 разделяется на два потока; один поток через кла-
клапаны КН, К5 и Кб поступает в систему, питающую теплообменники до-
Рис. 9.7. Схема закрытой двухтрубной мно-
многозональной системы тепло- и холодоснаб-
холодоснабжения местных кондиционеров-доводчиков
и центрального кондиционера
/ — теплообменник доводчика; 2 —трубопроводы,
подающие холодную или горячую воду; 3 — испа-
испаритель холодильной станции; 4 —водонагрева-
—водонагреватель; S, 6 и б' — насосы; 7—трубопроводы хо-
холодной воды; 8 — трубопроводы Горячей воды,
9 — трубопровод обратной воды; 10 — трубопро-
трубопровод к водонагревателю; // — трубопровод к ис
парителю; К1 — К12 — водяные клапаны; ВО —
воздухоохладитель; ВК — воздушный кран,
PC — расширительный сосуд; ? — регулятор рас-
расхода; Е — емкость герметическая
19?
водчиков, и затем возвращается через клапаны К7 и К8; другой поток
смешивается с первым в точке О и возвращается в испаритель 3.
Воздухоохладитель ВО может быть использован для охлаждения во-
воды, подаваемой к доводчикам в переходный период года, как в системе,
приведенной на рис 9.4.
Деление на зоны улучшает регулирование температуры в помещени-
помещениях и делает двухтрубную систему менее инерционной, так как зону лег-
легче перевести с режима охлаждения на режим отопления и наоборот, чем
всю систему в целом. При этом, например, в условиях переходного ре-
режима зона, которая обслуживает помещения, выходящие на южный фа-
фасад, может быть присоединена к источнику холода, а помещения, вы-
выходящие на северный фасад, в это же время могут питаться горячей во-
водой из водонагревателя 4.
Теплообменники доводчиков зоны Б (см рис. 9.7) че имеют автома-
автомагических клапанов и индивидуальных автоматических регуляторов Ре-
Регулирование температуры в зоне Б предусмотрено с помощью зонального
терморегулятора, установленного
в одном из помещений, которое
по своему тепловому режиму
характерно для данной зоны. Зо-
Зональный терморегулятор управ-
управляет трехходовым клапаном К9,
изменяющим температуру воды,
которая подается к доводчикам,
путем подмешивания воды из об-
обратного трубопровода этой зоны
Для обеспечения работы зоны по
описанной схеме необходима ус-
установка насоса 6'. Холодопроиз-
водительность воздухоохладите-
воздухоохладителя ВО регулируется клапаном
К12.
На рис. 9.8 изображена схе-
схема закрытой трехтрубной систе-
системы тепло- и холодоснабжения. В
этой системе в переходный и ча-
частично в теплый периоды года
одновременно действуют источ-
источники тепло- и холодоонабжения
и к каждому теплообменнику по
двум параллельным трубопрово-
трубопроводам 2 и 2' подводится горячая
Рис. 9.8. Схема закрытой трехтрубной ои^
стемы тепло- и холодоснабжения местных
кондиционеров-доводчиков и центрального
кондиционера
/ — теплообменники доводчиков, 2 — трубопрово
ды, подающие теплоноситель; 2" — трубопроводы,
подающие холодную воду, 3 — испаритель холо
дильной станции; 3' — промежуточный водоводя
й б 4 5 6
ной теплообменник, 4 — водоподогреватель, 5, 6
И ХОЛОДНаЯ ВОДа, ПОДаваемая и 7 —насосы; ? —обратные трубопроводы, 9 —
обводной трубопровод; КО, XI — КЗ — водяные
клапаны, ? — регулятор расхода, ВО — воздухо
охладитель центрального кондиционера, ВК —
воздушный кран; ? — емкость герметическая
PC — расширительный сосуд !
насосами 6 и 7. Впуск в теплооб-
теплообменник воды той или иной тем-
температуры и расход поступившей
воды регулируется комнатным
терморегулятором, воздействующим на автоматический трехходный не-
смешивающий клапан КО. Из теплообменников вода отводится по об-
общему обратному трубопроводу 8
Постоянство производительности насосов 6 и 7 поддерживается с
помощью регуляторов расхода ? и клапанов КЗ. В результате к насосу 6
поступает то количество воды, которое насос 6 подает в трубопровод 2.
Соответственно количество воды, поданное насосом 7 в трубопровод 2'',
возвращается из трубопровода 8 к этому насосу. Следовательно, к водо-
охладителю поступает вода повышенной температуры, а к водонагрева-
водонагревателю— вода пониженной температуры. Отсюда неизбежны потери
191
тепла и дорогостоящего холода, вызванные смешиванием воды с различ-
различной температурой. Эти потери и являются основным недостатком треч-
трубных систем.
В данной системе так же эффективно можно использовать воздухо-
воздухоохладитель ВО для охлаждения воды, подаваемой к доводчикам в пере-
переходный период, как и в систе-
системе, приведенной на рис. 9.4
На рис. 9.9 представлена
схема четырехтрубной системы
тепло- и холодоснабжения. На
ней приведены три варианта
регулирования эжекционных
доводчиков автоматическими
водяными клапанами. При ва-
вариантах Л и Б в каждом довод-
доводчике устанавливаются по два
теплообменника — один для
нагрева, а другой — для ох-
охлаждения воздуха, при этом
каждый из теплообменников
имеет собственный регулиро-
регулировочный автоматический клапан
КО двухпроходной (вариант
А) или трехпроходной (вари-
(вариант Б). Каждый из этих кла-
клапанов управляется самостоя-
самостоятельным терморегулятором.
При варианте В в доводчике
имеется один теплообменник,
управляемый двумя автомати-
автоматическими трехпроходныМ'И не-
смешивающими клапанами от
одного комнатного терморегу-
терморегулятора.
Охлаждение воздуха в ох-
охладителе ВО регулируется кла-
клапаном К1, одновременно с закрыванием которого открывается клапан
К2, пропускающий холодную воду в сеть, которая питает доводчики. По-
Постоянство температуры холодной воды, поступающей к доводчикам, обес-
обеспечивается терморегулятором Ти управляющим клапанами КЗ и К4. По-
Постоянство расхода воды через испаритель 3 и водоподогреватель 4 обес-
обеспечивается регуляторами расхода ? с помощью клапанов К5
Рис 9 9 Схема закрытой четырехтрубной си-
системы тепло- и холодоснабжения местных
кондиционеров - доводчиков и центрального
кондиционера
/ — теплообменники доводчиков; 2 — трубопроводы,
подающие теплую воду; 2' — трубопроводы, подаю
щие холодную воду; 3 — испаритель холодильной
станции; 4 — водонагреватель; 5, 6 и 7 — насосы;
8—обратный трубопровод теплой воды; 8' — обрат-
обратный трубопровод холодной воды; ВО — воздухоохла-
воздухоохладитель центрального кондиционера; PC— расшири
тельный сосуд; ВК — воздушный кран; КО, К1 — К5 —
водяные регулирующие клапаны; ? — регулятор рас-
расхода; Т\—терморегулятор; ? — емкость герметиче-
герметическая
4. ЕМКОСТИ СИСТЕМ ХОЛОДОСНАБЖЕНИЯ И ВОДЯНЫЬ
АККУМУЛЯТОРЫ ХОЛОДА
Водяные и рассольные открытые и закрытые системы холодоснабже-
холодоснабжения, питаемые от холодильных станций, должны иметь следующие ем-
емкости, выполняющие одну или несколько функций:
1) выравнивателя работы холодильной станции; минимальная ем-
емкость системы холодоснабжения (суммарная емкость бака, аппаратуры
и трубопроводов), согласно п. 5.18 СНиП П-Г.7-62, должна быть такова,
чтобы при снижении потребления холода число включений одной из хо-
холодильных машин на станции было не более четырех в 1 ч;
2) расширителя, воспринимающего изменения объема жидкости при
изменениях ее температуры;
192
3) приемника периодических стоков из аппаратуры и трубопрово-
трубопроводов, которые расположены выше этой емкости (сток происходит при
остановке насосов, при этом холодоноситель должен быть сохранен в
системе, т. е. не должен сбрасываться в канализацию через переливную
грубу);
4) аккумулятора холода, позволяющего предусмотреть холодильную
станцию с меньшей часовой производительностью, чем максимальная
часовая потребность в холоде.
Системы холодоснабжения от станций, рассчитанных на пиковую ча-
часовню потребность в холоде, проектируются по схемам, описанным на
стр. 186—192, а системы с аккумуляторами холода — по указаниям, при-
приведенным ниже.
Максимальная часовая потребность в холоде для СКВ определяется
при расчетных параметрах наружного воздуха, регламентированных
пп. 2.20 и 4.08 СНиП П-Г.7-62. Наиболее высокие температуры и эн-
гальпии наружного воздуха в течение расчетных суток в среднем при-
приходятся на 15 ч.
Баки-аккумуляторы холода устраиваются для того, чтобы снизить
часовую производительность холодильной станции от максимальной ча-
часовой, соответствующей максимальной потребности СКВ, до среднесу-
среднесуточной или приближающейся к ней потребности. Поэтому баки-аккуму-
баки-аккумуляторы рассчитываются исходя из потребности в холоде в расчетные
сутки. Расход холода в расчетные сутки при прочих равных условиях
зависит от типа СКВ, при этом различают два типа систем.
К первому типу относятся СКВ, подающие в помещения постоянные
количества обработанного наружного воздуха непосредственно или в
смеси с рециркуляционным воздухом. При этом последний подмешива-
подмешивается до камеры орошения (или до воздухоохладителя) кондиционера, а
регулирование параметров воздуха в помещениях производится измене-
изменением температуры подаваемого воздуха в калориферах второго или ме-
местного подогрева. Ко второму типу относятся СКВ, в которых в зависи-
зависимости от избытков тепла для регулирования параметров воздуха в по-
помещениях изменяют количество подаваемого воздуха или воздуха, по-
поступающего на вторую рециркуляцию, или периодически выключают из
работы часть кондиционеров.
Расход холода системами первого типа зависит от количества и па-
параметров наружного воздуха и продолжительности работы СКВ в тече-
течение расчетных суток и не зависит от колебания тепловых нагрузок в
обслуживаемых помещениях. Расход холода системами второго типа
зависит от количества и параметров наружного воздуха, колебания из-
избытков тепла в обслуживаемых помещениях и продолжительности ра-
работы системы в течение расчетных суток.
При расчете аккумуляторов холода принимается, что температура
наружного воздуха в расчетные сутки изменяется по закону гармони-
гармонических колебаний с максимумом в 15 ч и минимумом в 3 ч по формуле
, , > А , , л^1+cos [15 (- — 3I -. /? ? \
*„ = U. л - й ? а = *р. л — МА—^- 1-^-± !±- град, (9.1)
где tH— средняя температура наружного воздуха в любой час расчетных суток в
град,
/р л~ расчетная наружная температура для теплого периода года в град,
? tA — средняя амплитуда колебаний температуры наружного воздуха в течение
расчетных суток в град (табл. 9.1*);
* Указанная таблица составлена на основе данных табл. 2 СНиП II-A6-62 «Строи-
«Строительная климатология и геофизика». За расчетную среднюю амплитуду колебаний тем-
температур наружного .воздуха tdA принята меньшая из среднесуточных амплитуд июля
и августа.
'3 Зак. 665 193
?— коэффициент, определяемый по расчету или по табл. 9.2 и равный:
й _ 1 +cos [15 (?-З)] .
х— время в расчетные сутки в ч.
Таблица 9 ?
Средние амплитуды колебания температур наружного воздуха в течение
расчетных суток
Город
Амплитуда
колебаний
/\t в град
Амплитуда
колебаний
_лТ в град
Астрахань .
Ашхабад . .
Алма-Ата .
Батуми . .
Баку . . .
Владивосток
Волгоград .
Горький . .
Кзыл-Орда .
Киев . . .
Красноводск
Курск . . .
Ленинград .
Львов . . .
12,6
15,4
13,4
9,1
7,7
9,0
13,2
10,5
16,6
12,6
10,2
12,6
11,2
14,1
Минск . . . .
Москва . . .
Одесса . . .
Рига . . . .
Ростов-на-Дону
Рязань . . .
Самарканд . .
Саратов . . .
Свердловск
Таллин
Ташкент . .
Тбилиси
Фергана
Харьков . . .
Таблица 12
Величина коэффициента ? по часам суток ?
Часы суток ?
ь
15
0
16
14
0,017
17
13
0,067
18
12
0,141
19
11
0,25
20
10
0,37
21
9
0,5
22
8
0,63
23
7
0,75
24
6
0,85
1
5
0,93
2
4
0,98
3
1
При отсутствии атмосферных осадков влагосодержание наружною
воздуха достаточно стабильно в течение суток и принимается постоян-
постоянным. При этих условиях потребность СКВ первого и второго типов в хо-
холоде в любой т час расчетных суток равна:
q = К [? /ср + 0,12 пгх ? tA (i — 2 ?)] L у + qH + qa, ккалЩ, (9.2)
Где К— коэффициент загрузки кондиционера по холоду в долях
от полной загрузки; для систем первого типа К=\, а
для систем второго типа величина К равна отношению
избытков тепла в обслуживаемом помещении в данный
час суток к максимальным расчетным избыткам тепла,
послужившим основой для определения производи-
производительности кондиционера,
? /ср = ? /Maiu — 0,12 mx ??? ккал/кг. (9.3)
?/макс = ^нач — ^кон—максимальная расчетная разность энтальпий возду-
воздуха, соответствующая охлаждению воздуха от на
чалыюй энтальпии перед воздухоохлад 1телямч / нач
до конечной энтальпии после воздухоохладчтелей
/кон , при работе на одном наружном воздухе / нач^
= /рл ( где /_л—расчетная энтальпия нар\жного
воздуха в теплый период года в ккал/кг); при рабо-
работе с рециркуляцией
4ач = /р. л пгх + /рец A — шх ) ккал/кг, (9.4)
194
/рец— энтальпия рециркуляционного воздуха в ккал/кг,
Т)нар
— доля наружного воздуха в смеси в данный час суток ?.
ох-
? L ?
(L Y)Hap— количество наружного воздуха в общем количестве
лаждаемого воздуха в кг/ч,
Li — общее количество охлаждаемого воздуха в кг/ч,
<7н—поступление тепла в сети холодоснабжения за счет ра-
работы насосов у кондиционеров в ккал1ч, равное 860/V,
iV—мощность, потребляемая на валу насосов, в кет,
?ак— поступление тепла в аккумулятор холода за счет раз-
разности температур в ккал/ч (определяется расчетом)
Для определения суточного расхода холода строят почасовой гра-
график в координатах ? и q, например, как показано на рис. 9.10, в виде
кривой АБДЕНТКРЛСМПЖИВГ для систем первого типа и кривой
АБДЕНУРЛСПЖИВГ для систем второго типа.
Часовые расходы холода опреде
ляют, принимая для каждого часа
соответствующую величину mx, a
для систем второго типа — величи
ну коэффициента загрузки К в до
лях от полной загрузки по холода
Планиметрируя площадь, огра-
ограниченную полученной кривой (см.
рис 9 10,) находят общий расход
холода в течение расчетных суток
QcyT в ккал/'сутки.
Минимальная полезная произво-
производительность холодильной станции,
работающей с аккумуляцией холо-
холода, равна·
<?сут
Qx ст = —-— ккал/ч,
12 16
"псы сутан ?
24
(9.5)
Рис 9 10 Почасовой график расхода хо
лода системами кондиционирования воз-
воздуха
где ? — продолжительность работы холодильной станции в течение
емач <24 ч
суток принима-
Допускается принимать /7=24 ч, если круглосуточная работа стан-
станции с полной нагрузкой продолжается не более семи суток подряд, при
более продолжительных периодах следует принимать ? <22 ч
Полная производительность холодильной станции Qx Пол определя-
определяется с учетом поступления тепла (потерь холода в ккал/ч) за счет теп-
теплопередачи 1) в сети холодоносителя и работы насосов системы холо-
холодоснабжения AQX1 , 2) за счет теплопередачи в сети и аппарат\ру, по
которым проходит хладагент, AQxa:
Qx пол = Qx ст \~ ? Q 7 + ? Qia = Kn Qx cr (9 6-)
Суммарные поступления тепла (потери холода) для ориентировоч-
ориентировочных расчетов допускается учитывать, принимая величину Кп в зависи-
зависимости от полезной производительности станции: до 150 тыс ккал/ч—
1,15—1,2, от 150 до 1500 тыс. ккал/ч—1,12—1,15, более 1500 тыс
ккал/ч — 1,07—1,12
Ориентировочно можно принимать.
AQX, = 0,4 (Кп- 1) Qx ст, (9 7)
AQxa = 0,6 (/С„— 1) Qx ст (9 8)
Величина полезной производительности холодильной станции Qx>Ct ,
найденная по формуле (9 5), откладывается на ординате графика (см
рис. 9.10), затем проводится прямая, например, а — г для систем перво-
ю типа или а' — г' — для систем второго типа
Количество холода, которое можег быть аккумулировано, определя-
определяется площадью Q3K, ограниченной сверху кривой расхода холода, а
13* Зак 665
195
снизу — прямой, определяющей полезную часовую производительность
холодильной станции QX.CT , т. е. площадью ТКРЛСМП для систем
первого типа или площадью УРЛСПХ для систем второго типа.
Удельное количество аккумулируемого холода зависит от разности
температур воды или рассола, получаемых с холодильной станции и
возвращаемых на станцию.
5. ИСТОЧНИКИ ХОЛОДА И НАИБОЛЕЕ УПОТРЕБИТЕЛЬНЫЕ
ХЛАДАГЕНТЫ
Прямое, косвенное или комбинированное испарительное эхлаждение
воздуха следует применять, как правило, в районах с сухим и жарким
климатом, когда одним из этих способов можно обеспечить заданные
параметры воздуха в помещениях (см. главу 5). Артезианскую воду, во-
воду горных рек и озер можно применять в качестве холодоносителя, ес-
если это экономически целесообразно и, как правило, если температура
воды позволяет получить необходимые параметры воздуха при нагреве
воды не менее чем на 3°. Применение льда, заготавливаемого путем на-
намораживания воды в бунтах или получаемого из водоемов, рекоменду-
рекомендуется для систем, потребляющих до 150 тыс. ккал холода в 1 ч при мак-
максимальной нагрузке, как правило, в районах к северо-востоку от линии
Ленинград — Волгоград — Алма-Ата и в тех случаях, когда наморажи-
намораживание и хранение льда производятся в непосредственной близости от по-
потребителя (и лед не приходится перевозить). Прямой контакт между
льдом из бунтов или водоемов и воздухом, подаваемым в помещение, не
допускается. Наиболее распространено получение холода с помощью
холодильных машин, главным образом фреоновых — поршневых при
максимальной потребности в холоде до 3 млн. ккал/ч и центробежных
при потребности от 1,5 млн. ккал/ч и более. На промышленных предпри-
предприятиях применяются в холодильных станциях аммиачные поршневые ма-
машины холодопроизводительностыо от 150 тыс. до 10 млн. ккал/ч и цент-
центробежные производительностью от 9 млн. ккал/ч и более.
Бромисто-литиевые абсорбционные машины используют при макси-
максимальных потребностях в холоде 150 тыс. ккал/ч и более при наличии
дешевого тепла в виде пара с давлением 0,7 кГ/см2 и выше или горячей
воды с температурой 75°С и выше или дешевого газового топлива, а так-
также в случае, когда требуется снижение вибраций или уменьшение дина-
динамических нагрузок на строительные конструкции.
Для холодильных пароэжекторных машин характерны высокая стои-
стоимость эксплуатации и малые первоначальные затраты. Эти машины сле-
следует применять при малой продолжительности работы в течение года
(до 1000 ч), при наличии дешевого пара давлением не менее 6 кГ/см2
для мелких и средних машин и не менее 1 кГ/см2 для крупных машин с
барометрическими конденсаторами и дешевой охлаждающей водой для
конденсаторов, а также в случаях, когда требуется снижение вибраций
и динамических нагрузок на строительные конструкции.
Данные о расходе металла, приходящегося на 1000 ккал/ч установоч-
установочной мощности холодильных машин различных типов, применяемых &
СКВ, приведены ниже (по материалам ВНИИХолодмаш):
аммиачная поршневая 48 кг
» турбокомпрессорная 29 »
фреоновая » 17,5* «г
пароэжекторная 9 »
абсорбционные бромисто-литиевые:
на паре 11,5 »
» горячей воде 19,5 »
* В том числе 50% цветного металла.
196
При определении производительности холодильных 1машин следует
учитывать потери холода на тракте хладагента, холодоносителя и вслед-
вследствие нагревания воды в циркуляционных насосах. Величину непроиз-
непроизводительных потерь следует обосновывать расчетом. Для ориентировоч-
ориентировочных расчетов эти потери допускается принимать в следующих пределах
для машин:
малых холодопроизводительностью до 150 тыс. ккал/ч 15—20%
средних » 150—1500 » » 12—15%
крупных » более 1500 » » 7—12%
Фреоновые холодильные машины производительностью до 300 тыс.
ккал/ч целесообразно комплектовать с воздухоохладителями непосред-
непосредственного испарения. Однако пока такие испарители применяются толь-
только в местных автономных кондиционерах холодопроизводительностью до
50 тыс. ккал/ч, для центральных кондиционеров воздухоохладители не-
непосредственного испарения промышленностью не изготовляются.
Холодильные станции рекомендуется компоновать из двух или более
однотипных холодильных машин; допускается установка одной машины,
имеющей приспособления для автоматического регулирования произво-
производительности. Установка резервных холодильных машин, как правило, не
допускается.
Температуру кипения хладагента в закрытых испарителях следует
принимать на 5° ниже средней температуры холодоносителя. Темпера-
Температуру кипения хладагента (фреона, аммиака) в закрытых кожухотруб-
ных горизонтальных испарителях, охлаждающих воду, следует прини-
принимать не ниже ГС во избежание замерзания воды при понижении нагру-
нагрузок или нарушении движения воды.
Температуру воды, охлаждаемой в открытых и закрытых вертикаль-
вертикальных кожухо-змеевиковых испарителях, следует принимать не ниже 2°С
(допускается намораживание льда на трубах при сниженных нагруз-
нагрузках), а температуру холодной воды, получаемой в парозжекторных и аб-
абсорбционных бромисто-литиевых машинах, ¦— не ниже 4°С.
Скорость протока воды через кожухотрубные испарители с поверх-
поверхностью охлаждения до 400 м2 следует принимать равной 1 —1,5 м/сек, а
с поверхностью охлаждения более 400 м2— 1,7—2,2 м/сек.
Фреоны представляют собой производные углеводородов — метана,
этана, пропана и бутана. Употребляются главным образом CF2CI2 —
фреон-12, CFC13 — фреон-11, CHF2C1—фреон-22 и C2H3F2C1—фреон-142,
при этом пока наибольшее распространение получил фреон-12.
Фреон-12 — бесцветное вещество без запаха, не горюч и не взрыво-
взрывоопасен, обладает высокой способностью проникать через неплотности,
интенсивно растворяет смазочные масла. Сухой фреон-12 нейтрален
почти ко всем металлам, но растворяет органические вещества. Присут-
Присутствие влаги ведет к закупорке коммуникаций (вследствие ее замерза-
замерзания) и возникновению коррозии. При соприкосновении с открытым пла-
пламенем и поверхностями , имеющими тепературу около 500°С, фреон-12
разлагается, образуя токсичные соединения. В обычных условиях он ма-
малотоксичен, но содержание его в воздухе в количестве 20% и более по
объему недопустимо, так как понижает содержание кислорода, и воздух;
становится непригодным для дыхания. При высоких концентрациях (бо-
(более 20%) фреон-12 имеет слабый запах эфира. Молекулярный вес фрео-
на-12—120,92, температура кипения при нормальном атмосферном
давлении —29,8°С, критическая температура 112,04°С, критическое дав-
давление 41,96 кГ/см2 и температура замерзания —155°С.
Фреон-22 весьма перспективный холодильный агент. При замене фре-
фреона-12 фреоном-22 холодопроизводительность компрессора при одинако-
одинаковом температурном режиме увеличивается на 60%, а удельный расход
197
электроэнергии уменьшается примерно на 6% из-за меньших потерь в
компрессоре. Коэффициент теплоотдачи фреона-22 на 10—12% выше,
чем фреона-12.
Фреон-22 инертен ко всем металлам, кроме сплавов, содержащих
более 2% магния, не воспламеняется и не взрывоопасен, почти не рас-
растворяет воды и частично растворяется в смазочных маслах. По вредно-
вредности фреон-22 относится к тому же классу, что и углекислота, т. е. только
при концентрациях 2,5% (по объему) вызывает у людей головные боли,
а при концентрациях 25—30% может вызвать удушье и постепенную по-
потерю сознания.
Молекулярный вес фреона-22 — 86,48, температура кипения при нор-
нормальном атмосферном давлении —40,8°С, критическая температура
96°С, критическое давление 50,33 кГ/см2 и температура замерзания
— 160°С
Реже в системах кондиционирования воздуха применяют аммиак.
Аммиак—бесцветное вещество с резким запахом, температура ки-
кипения —33°С при атмосферном давлении, нейтрален к стали и чугуну,
разрушающе действует на медь и ее сплавы, сильно токсичен — пре-
предельная допустимая концентрация 20 мг/мъ, горюч, при содержании 16—
27% образует с воздухом взрывоопасную смесь.
Свойства насыщенных паров фреона-12 и аммиака приведены в спра-
справочниках по холодильной технике и в справочнике проектировщика
«Вентиляция и кондиционирование воздуха» под общей ред. канд.
техн. наук И. Г. Староверова (Стройиздат, 1969).
6. КОМПРЕССИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
И ХОЛОДИЛЬНЫЕ СТАНЦИИ
Ниже приведены общие данные о компрессионных холодильных ма-
машинах и холодильных станциях для определения их основных размеров,
расходов электрической энергии и воды в объеме, необходимом для
проектирования СКВ на стадии технического проекта.
Принципиальная схема фреоновой поршневой холодильной машины
призедена на рис. 9.11. Компрессор 1 засасывает перегретые пары фре-
фреона из теплообменника 2 через
фильтр 3, нагнетает их по трубо-
трубопроводу 4 в конденсатор 5. Из по-
последнего жидкий фреон попадает
в ресивер 6 и в переохладитель
жидкости 7, который охлаждается
водой, поступающей по трубопро-
трубопроводу 8. Затем вода подается по
трубопроводу 9 в конденсатор 5.
Масло из отделителя опускается
в картер компрессора. Жидкий
фреон направляется в осушитель
жидкости 10 и фильтр 11, а затем
проходит через теплообменник 2,
где дополнительно охлаждается,
одновременно подогревая прохо-
проходящий навстречу ему фреоновый
пар. Далее жидкий фреон подво-
подводится к терморегулирующему вентилю 12, которым управляет по давле-
давлению перед компрессором датчик 13, и направляется в испаритель 14, где
нагревается и кипит, отнимая тепло от холодоносителя, поступающего по
трубопроводу 15. Воздух, который может попасть в аппаратуру, отводит-
отводится по трубопроводам 16 и 17 в воздухоотделитель 18 и далее в атмосфе-
атмосферу через вентиль 19.
Ш
Рис 9 11. Принципиальная схема фреоно-
фреоновой поршневой холодильной машины
Принц миальная схема поршневой аммиачной машины отличается
от схемы фреоновой машины отсутствием теплообменника 2 и осушите-
осушителя жидкости 10.
Режим работы холодильной машины определяется температурами
(в град) \) испарения холодильного агента t0, принимается исходя из
условий работы СКВ; 2) конденсации /к, принимается на 3—4° выше
температуры воды, уходящей из конденсаторов; 3) переохлаждения
агента tn, принимается на 1—2° выше начальной температуры воды,
подаваемой в конденсаторы.
Сравнивать производительность холодильных машин между собой
следует, приводя их производительности к одинаковым условиям, т. <¦>
к одинаковым температурам испарения ?0, всасывания tHC, конденсация
г1 к, а также к температуре перед регулирующим вентилем tH.
Различают следующие сравнительные условия:
стандартные — to= — 15°С; ^вс == —10°С; /к = 30°С и *и= 25°С;
для кондиционирования воздуха — /0 = 5°С; iBC — 15°С; /К=35ОС и
/„ =30°С.
нормальные (применяют редко)—tQ = — 10°С; tK =25°С и /и —15°С.
Вместо четырех сравнительных температур часто пользуются толь-
только тремя — tQ, tK и tu.
Детальный расчет холодильной машины производится с помощью
схемы холодильного цикла, который обычно строят на i — \%Р-диаграм-
\%Р-диаграмме (рис. 9.12). На правой по-
пограничной кривой находят точ-
точку /,руководствуясь заданной
температурой кипения хлада-
хладагента tQ. Из этой точки прово-
проводят адиабату, характеризую-
характеризующую сжатие паров в компрес-
компрессоре, до пересечения с прямой,
характеризующей постоянное
давление в конденсаторе Рк,
которое соответствует задан-
заданной температуре конденсации p*awst
Рис. 9.12. Цикл холодильной машины в энталь-
пийной i—lg Р-диаграмме
1 _ 2 — адиабатическое сжатие; 2 — 2' — охлаждение
в конденсаторе при />K=const; 2' — 3' — конденса-
конденсация при /K=const, 3' — 3 — переохлаждение хлад-
хладагента до температуры tn\ 3, 4 — дросселирование
при i=const; 4—/—^кипение хладагента в испа-
испарителе при i
хладагента tK. В результате
получают точку 2, характери-
характеризующую параметры паров
хладагента при выходе из ком-
компрессора.
Процесс в конденсаторе и
переохладителе изображают
прямой 2—3, которая характе-
характеризуется постоянным давле-
давлением Рк и тремя различными температурами: постоянной температурой
конденсации на участке 2'—3', более высокой температурой паров после
компрессора t2 и более низкой температурой при выходе жидкого хла-
хладагента из переохладителя t3.
Положение точки 3 определяется давлением Рк и температурой /з.
Из точки 3 проводят вертикальную прямую 3—4, представляющую про-
процесс дросселирования в регулирующем вентиле при постоянной энталь-
энтальпии 1з=ц. Положение точки 4 определяется пересечением прямых
h и Ро.
Из схемы процесса находят: в точке 1 — энтальпию i\ в ккал/кг,
удельный объем паров V\ в мъ/кг, давление Р\ в кГ/см2; в точке 2 — эн-
тальцию i2 в ккал/кг и давление Р2 в кГ/см2; в точке 3 — энтальпию г'з
в ккал/кг; в точке 3'
/4 в ккал/кг.
энтальпию и в ккал/кг; в точке 4 — энтальпию
На основании этих данных определяют:
удельную холодопроизводительность хладагеша
q0 = ix _ /4 ккал/кг; (9.9)
тепловой эквивалент работы сжатия
А1 = /2 — h ккал/кг; (9.10)
удельное количество тепла, отданное в конденсаторе и переохлади-
переохладителе,
qK = i2 — /3 ккал/кг; (9.11)
в том числе в переохладителе
qn = i3 — /3' ккал/кг. (9.12)
Экономичность работы холодильных компрессионных машин харак-
характеризуется количеством тепла, отводимого на единицу затраченной ра-
работы, так называемым холодильным коэффициентом
?? = h ~ ч . (9.13)
н — н
На практике для этой цели пользуются также удельной холодопро-
изводительностью машины
Кх = 860?? ккал/квш. (9.14)
Вес хладагента, циркулирующего в машине, определяют по формуле
G = -^- кг/ч, (9.15)
где Qo — общее количество тепла, отводимого в испарителе, в ккал/ч.
Часовой объем паров хладагента, который должен засасываться в
компрессор для обеспечения заданной холодопроизводительности, ра-
равен:
VA = GVX м3/ч, (9.16;
где Vi — удельный объем холодильного агента при условиях всасывания паров в ком-
компрессор в м3/кг.
Действительный часовой объем хладагента при условиях всасыва-
всасывания, который может подать данный компрессор, определяется часовым
объемом, описываемым поршнями Vh в мъ/ч (см. каталоги), и коэффи-
коэффициентом подачи ?=??/??, являющимся отношением действительное
количества паров агента Vn, поступающих в компрессор, к теоретиче-
теоретическому Vh. Коэффициент ? зависит от конструкции компрессора и нахо-
находится в сложной зависимости от ряда факторов, но при прочих равных
условиях является функцией отношения давлений в конденсаторе и ис-
испарителе
Ориентировочные данные о величине ? приведены на рис. 9.13.
При известной величине ? выбор холодильного компрессора следует
производить, руководствуясь условием
hVh >?? мУч. (9.17)
Тепловая нагрузка на конденсатор и переохладитель определяется по·
формуле
QK = G qK = G (i2 — i3) ккал/ч. (9.18)
200
Теоретическая мощность двигателя для привода холодильной маши-
машины равна·
xr _ Qo
860 ??
кет.
(9.19)
Мощность двигателей, которыми комплектуются холодильные маши-
машины, приводится в каталогах.
Л
08
01
ОН
ОМ
¦—J
J 'к
——,
J
:
Р. 1
—
1—
?
ы
л
1,0
4
5
1
?
5
is.
7
9\
01
? г
-
¦——
¦?.
ч
s
чД
ч
•у
4
JO
"?
s,
4 6
8 1??????
Рис 9 13 Коэффициенты подачи компрессоров ('риентировочные
данные)
а — для фреоновых машин (фреон 12) б — для аммиачных машин в — дтя
малых фреоновых машин г — для вертикальных и V-образньк компрессоров
при мертвом объеме 5% (усредненные данные для значений О, 1 — с часо
вым объемом, описываемым поршнями V^ =100— 250 м3/ч 2 — то же, при
УЛ=300т-1250 мъ1ч, 5 —то же, при Vh =90— 1250 мг!ч, 4 — марки А В 300
со скоростью вращения 360 об/мин; 5 — то же, 480 об/мин. 6 — марки АУ-150
со скоростью вращения 480 об1мич 7 —го же, 720 об/мин, 8 — марки 4АУ-8 со
скоростью вращения 480 об/мин 9 — то же, 960 об/мин, 10 — усредненные
данные для ?, /; —усредненные данные для ~?
Холодопроизводительность компрессорной холодильной машины мо-
может быть определена также путем перерасчета номинальной (стандарт-
(стандартной, нормальной или для кондиционирования воздуха) производитель-
производительности, которая часто приводится в каталогах, в рабочую производитель-
производительность по формуле
<7о
ккал/ч,
(9.20)
где QH и Qo — номинальная (каталожная) и рабочая холодопроизводительность хо-
холодильной машины в ккал/ч,
?? и ?0—коэффициенты подачи при номинальной и рабочей холодопроизводн-
тельности,
Ян == ha — г4 н— удельная холодопроизводительность хладагента при номинальных ус
ловиях в ккал/кг,
Qo=h — 14—удельная холодопроизводительность хладагента при рабочих ^слч-
виях в ккал/кг,
???? и ? — энтальпия хладагента в точке / (см. рис. 9 12) при номинальных и.
рабочих условиях в ккал/кг;
i 4н и г4 —энтальпия хладагента в точке 4 (ом рис. 9 12) при номинальных и
рабочих условиях в ккал\кг.
201
Основные данные о холодильных компрессорных станциях, работаю-
работающих на фреоне-12, производительностью от 0,06 до 28,8 млн ккал/ч, при
температурах испарения 2°С и конденсации 35°С приведены по материа-
материалам ВНИИХолодмаш в табл 9.3, а данные о компрессорных аммиачных
станциях производительностью от 0,37 до 37,6 млн. ккал/ч при темпера-
температурах испарения 0° и конденсации 35°С также по материалам ВНИИХо-
ВНИИХолодмаш приведены в табл. 9 4.
Таблица ?3
Основные данные о холодильных компрессорных станциях, работающих на фреоне-12,
при температуре испарения 2°С и температуре конденсации 35°С
Холодопроиз-
водительность
в тыс
стан-
станции
(об-
(общая)
60
90
89
133,5
120
180
196
294
240
360
340
510
580
870
780
1 170
1900
3 800
5 700
7 200
10 800
14 400
18 000
21600
28 800
???.?? Ч
одной
машины
30
30
44,5
44,5
60
60
98
98
120
120
170
170
290
290
390
390
1900
1900
1900
3600
3600
3600
3600
3600
3600
Тип ма-
машины
ХМ-ФВ
-20
ХМ-ФУ-
-40
ХМ-
ФУУ-80
ФУ-175
ХТ-МФ-
-235
Число
оборо
тов
в мин
960
960
1440
1440
960
960
1440
1440
960
960
1440
1440
720
720
960
960
ХТМ 2-1-4000
Коли-
Количество
машин
2
3
2
3
2
3
2
3
2
3
2
3
2
3
2
3
1
2
3
2
3
4
5
6
8
Мощность
в кет
потреб-
потребляемая
14
21
21
31,5
28
42
41
62
56
84
90
135
146
204
182
273
640
1280
1920
2 720
4 080
5 440
6 800
8 160
10 880
ус та-
танов
ленная
20
30
28
42
40
60
56
84
80
120
ПО
165
150
225
200
300
800
1600
2 400
3 000
4 500
6 000
7 500
9 000
12 000
Расход
воды
при по-
подогреве
на 5°
В Ms/4
16
24
24
36
31
47
47
70
55
83
93
140
135
280
185
275
485
970
1455
1900
2 850
3 800
4 750
5 700
7 600
Площадь,
занимаемая
установкой
в машин
ном зале,
в м2
48
75
48
75
60
78
60
78
60
108
60
108
144
162
144
162
324
360
540
360
540
864
1080
1188
1440
Степень автоматиза
ции установки
Полностью автома-
автоматизированная с
автоматической
з ащитой Надзор
? ериодический
То же
»
Пуск установки
вручную, выклю-
выключение автомати-
автоматическое. Автомати-
Автоматически поддержи-
поддерживает температуру
охлаждаемой во-
воды. Имеет авто-
автоматическую защи-
защиту
То же
»
7. АБСОРБЦИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ
Для систем кондиционирования воздуха весьма перспективно приме-
применение холодильных машин абсорбционного типа, использующих низко-
низкопотенциальное тепло. Абсорбционные холодильные машины работают
на бинарных смесях, которые при одинаковом давлении имеют резко от-
xU
1Л
=1 CO
о
<3
*-
О
ло
CS
с
>г
S
а
«S
о
X
а
S
о
<J
О
о.
с
¦s
о
1й
X
X
S
о
г;
О
о
<и
?
2
«в
=с
3
X
S
я
1сац!
V
ci
as
о
X
ратуре
V
G
S
о
О
«
S
S
V
о.
ed
с
о
о
о.
>1
fr-
Св
а.
<и
с
г
^
s
о.
с
я m
S О
о ж
f та
о g.
с 3
3 ""
ООШЮООО
CO — CO О СО О '
— CM — CM CO ¦* ¦
S.S
?? "* oo ^ ю oo oo oo
— CM CN »* ЮЮ СО
isg
iSScm '
??
li
li
в!
000000(N-*lO
00 CO 00 CO CO О O-
CN CO (N CO "!f Ю Ю
<M (? (? СО ¦<* Ю CD
U (-. U t- t-, b tn
H f- f- ? t- ? ?
« « « « « US ?
CO CO CO CC CO CO CO
(M CN <N CO ¦<*· "? CD
f- ? Ь f- f- ? ?
s s s s a s я
CO CO CD CD CO CO CD
О О ?? Ю О О Ю
СО О t^~ СО Ю -*1 <М
Ю 00 ?75 4f СТЗ -^ С75
¦?* со со ?> см ю оо
со ?? смоо ю — t^
-н — CN СО СО
' 00 VO СМ
еэ оо
-^ — CM CN
см со см со ¦* ю со
I 1
*****
ооооооо
ЮЮЮЮ 115ЮЮ
— — СМ СЧ СМ СМ СМ
— — см см см см см
СМ СО "Ф СО 00 О СМ
а· С о.
1 2 §
g-g-s
j? s та то cu a
l_ к ex к в* та
CO 00 LO CN CM CO CO
—« со to г~- ? ст> со
CM CO ¦* Ю t~- Г~- СП>
<NO(O^NO
П ¦* Ю <O N OO
¦* ю i>- oo ??5 ?
00 00 OO 00 00 00 00
tj< со QO О од -* со
? ?- ?- f- ? ? ?
? « ? « Ы « «
Я S S S S S S
f" СО СО СО СО СО СО
о о о о о о о
со со со со со со со
оо о о о о о
оюсюоюо
Ю ? ? ?? ?? ? О
(М СО '-О ОЬООО
о ю о ю о ю о
со -* со о ?> о csj
<М СО ·* 1Л СО С^ ОО
*****##
*******
ЮЮЮЮЮ1ЛЮ
СО СО СО СО СО СО СО
о 3
с о
о о
о
О О)
з ?·
ш g
<u S
к о
1°
со со со со со со со
СО СО СО СО СО СО СО
"«tf — 00 Ю СМ <У> СО
СП ¦* 00 СО 00 СМ С^
— — см см со со
203
личающиеся температуры кипения, при этом более легко юлящий ком-
компонент служит холодильным агентом, а трудно кипящий — абсорбен-
абсорбентом
Лучшей абсорбционной холодильной машиной в настоящее время
считается бромисто литиевая (рис 9 14) Холодильным агентом являет-
является вода, а абсорбентом — водный раствор бромистого лития
Из кондиционеров
? ?? ну ум насосу
Из градирни
И_ кондиционерам
кВакуум-насосу
Рис 914 Принципиальная схема абсорбционной
вой холодильной машины
эомисто лптие
В кипятильнике-генераторе / производится кипячение раствора бро-
бромистого лития за счет QT в ккал/ч тепла, которое получают от водяного
пара или горячей воды, подаваемых в змеевик 2 Пары воды при посто-
постоянном давлении конденсации поступают в конденсатор 3, где отводится
QK в ккал/ч тепла за счет охлаждающей воды, подводимой в змеевик
??? трубопроводу из градирни Затем сконденсировавшаяся вода из аппа-
аппарата 3 через гидравлический затвор отводится в испаритель 4, где раз-
разбрызгивается вода, поступающая из кондиционеров Испаритель соеди-
соединен с абсорбером 5, в котором упругость водяных паров ниже упругости
паров в испарителе Вследствие этого в испарителе происходит испаре-
испарение части поступившей в него воды из кондиционеров и охлаждение за
этот счет остальной массы воды Охлажденная вода насосом 6 подается
к кондиционерам
Водяные пары из испарителя 4 поступают в абсорбер 5, где поглоща-
поглощаются раствором бромистого лития Меньшая часть слабого раствора из
абсорбера подается насосом 7 через теплообменник 8 в генератор 1 для
выпаривания, а большая часть тем же насосом 7 направляется обратно
в абсорбер 5 Слабый раствор разбрызгивается через форсунки в смеси
с концентрированным раствором бромистого лития, подаваемым из ге-
генератора насосом 9 через теплообменник 8, где концентрированный рас-
раствор охлаждается, нагревая слабый раствор, идущий в генератор
Паровоздушная смесь из конденсатора 3 и абсорбера 5 отводится ва-
вакуум насосом, поддерживающим разрежение в этих аппаратах Абсорб-
Абсорбция в аппарате 5 сопровождается выделением Qa в ккал/ч тепла, кото-
которое отводится охлаждающей водой, поступающей из градирни
Оценку эффективности абсорбционной холодильной машины произво-
производят с помощью теплового коэффициента
„ _ Qo ~_Qo_t (9 21)
где
Qo — холодопроизводительность машины в ккал/ч,
Qr—количество тепла, подведенного в кипятильник генератор, в ккал/ч,
QH — тепловой эквивалент работы насоса в ккал/ч, величиной которого часто
пренебрегают вследствие ее незначительности
204
Абсорбционные бромисто-литиевые установки экономичней паро-
эжекторных по расходу тепла в четыре раза, по расходу воды для ох-
охлаждения конденсаторов в два раза, но характеризуются большой кор-
коррозионной активностью хладагента.
В СССР изготовляются бромисто-литиевые машины АБХМ-2 произ-
производительностью 2,5 млн. ккал/ч.
8. ПАРОЭЖЕКТОРНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ
Пароэжекторные холодильные установки выпускаются двух основ-
основных типов — с поверхностными и барометрическими смешивающими
конденсаторами.
Принципиальная схема пароэжекторных машин, применяемых в СКВ,
приведена на рис. 9.15. Охлаждаемая вода поступает в испаритель / че-
через разбрызгивающее устройство 2 и насосом 3 подается потребителю.
Расход воды регулируется клапаном 4. В испарителе создается разре-
разрежение вследствие отсасывания паров воды и воздуха паровым эжекго-
ром 5. Рабочий и отсасываемый из испарителя пар конденсируется в
конденсаторе 6, отдавая тепло охлаждающей воде, поступающей и ухо-
уходящей по трубопроводам 6' и 6".
Рабочий пар ^Ь" спг
От потребителя ?"??/?/? л—
К потребителю конденсат
Рис. 9 15 Схема пароэжекторной машины с поверхностными конденсаторами
Воздух отсасывается из конденсатора вспомогательными эжектора-
эжекторами 7 и 9. При этом пар из эжектора 7 направляется в конденсатор ?, а
из эжектора 9 — в конденсатор 10. Конденсат поступает через атмосфер-
атмосферный клапан 11 и невозвратный клапан 12 в основной конденсатор 6, от-
откуда насос 13 подает конденсат в котельную через клапан 14 и частич-
частично на восполнение убыли воды в испарителе 1 через поплавковый кла-
клапан 15. Установка с барометрическими смешивающими конденсаторами
мало отличается от описанной выше.
Основные данные о холодильных станциях с пароэжекторными ма-
машинами по материалам ВНИИХолодмаш приведены в табл. 9.5.
205
Таблица 9 5
Основные данные о холодильных пароэжекторных станциях
Холодonpo-
изводитель-
ность в тыс
ккал/ч
станции
(общая)
290
580
870
970
1940
2810
3870
3970
5955
7940
одной
машины
290
970
2000
Тип машины
5-3?
11-Э
12-Э
?
3
Количество ма
1
2
3
1
2
3
4
2
3
4
9
Температура ?
в град
4
13
9
Количество ох
даемой воды f
175
350
525
125
250
375
500
700
1050
1400
я
Давление пар
в кГ/см2
6
6
6
1
7
1
7
1
7
1
7
6,5
6,5
6,5
Расход пара
в кг/ч
( 1800
I 2 750
f 3 600
1 5 500
5 400
740
400*
14 800
800*
22 200
1 200*
29 600
1600*
25 000
37 500
50 000
|!
Температура с
дающей воды
24
28
24
28
24
38
38
38
38
30
30
30
Расход oxлaж^
щей воды в м·
300
300
600
600
900
1740
3480
5220
6960
3200
4800
6400
я
о
Площадь под
новку в мг
00 00
216
216
324
60
80
130
150
288
432
576
Мощность
в
расходуемая
16
32
48
11
13
21
26
185
208
330
кет
установленная
20
40
60
14
20
34
40
220
265
440
1*
я о
Степень автом
ции холодильн
станции
Ручное
регулиро-
регулирование
То же
ъ
* Для вспомогательных эжекторов.
9. РАЗМЕЩЕНИЕ ФРЕОНОВЫХ И АММИАЧНЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
Фреоновые холодильные установки по условиям техники безопасности»
в зависимости от часового объема, описываемого поршнями компрессо-
компрессора, делятся на четыре группы группа А—более 150ж3/ч, гр\ппа Б — от
25 до 150 м3/ч; группа В — от 1 до 25 м3/ч; группа Г — менее 1 м3/ч.
При установке двух компрессоров в одном помещении группа уста-
установки определяется по большему компрессору, при трех и более комч-
рессорах — по суммарной их производительности.
Установки группы ? должны быть расположены в специальном ма-
машинном отделении. Машинные отделения запрещается размещать вбли-
вблизи зрительных залов, фойе, магазинов, помещений с больными и деть-
детьми. Запрещается также располагать машинные отделения под указан-
указанными помещениями.
Установки групп Б и В должны выноситься из рабочего помещения
только в том случае, если они содержат более 0,5 кг фреона на 1 мг объ-
объема этого помещения; если отдельные части этих установок находятся в
другом помещении, то в расчет принимается только меньшее из помеще-
помещений Их нельзя размещать на лестницах, лестничных площадках и под
лестницами.
Установки группы Б нельзя располагать вблизи входных дверей, з
вестибюлях и фойе.
Установки группы В запрещается располагать на расстоянии менее-
2,5 м от поверхностей, имеющих температуру свыше 350°С, или от при-
приборов с открытым пламенем.
206
В машинном отделении необходимо устройство приточной вентиля-
вентиляции с двухкратным обменом и вытяжной вентиляции с пятикратным об-
обменом воздуха при вытяжке из нижней зоны (трехкратный обмен отно-
относится к аварийной вытяжной вентиляции).
Непосредственное охлаждение воздуха фреоном в поверхностных
воздухоохладителях разрешается, если количество фреона в установке
не превышает 0,5 кг на 1 м3 меньшего из обслуживаемых помещений.
Аммиачные холодильные установки следует размещать в специальном
машинном отделении или компрессорном зале с несгораемыми или труд-
трудносгораемыми наружными ограждениями и допускается располагать в
первом этаже некоторых производственных зданий
Высота машинного отделения должна быть не менее 4 м (в чистоте).
В реконструируемых машинных отделениях допускается высота не ме-
менее 3,5 м. Высота аппаратного отделения, где устанавливаются конден-
конденсаторы, испарители, насосы и баки, для вновь строящихся станций долж-
должна быть не менее 3,5 м в чистоте, а для реконструируемых — 3 м.
Над машинным отделением, компрессорным залом и аппаратным от-
отделением, оборудованными аммиачными приборами, или в прямом со-
соседстве с ними не должны располагаться жилые помещения, больницы,
школы, детские дома, аудитории, зрительные и столовые залы, фойе, ма-
магазины и помещения с большим скоплением людей
Машинное отделение аммиачных холодильных станций по пожарной
опасности относится к категории Б.
Одна из основных причин взрывов в холодильных аммиачных уста-
установках— попадание воздуха в систему и повышение температуры в ап-
аппаратах до температуры самовоспламенения воздушно-аммиачной сме-
смеси, при этом давление при взрыве аммиака может достигнуть 3,5 кГ/см2.
Температура вспышки аммиака составляет —2°С, а температура са-
самовоспламенения 650°С. Нижний и верхний пределы взрывоопасных
концентраций равны 92—190 г/м3.
В помещениях холодильных аммиачных станций должно применять-
применяться электрооборудование во взрывобезопасном исполнении, которое мо-
может выдержать максимальное давление внутреннего взрыва. В отдель-
отдельных случаях допускается использование электродвигателей типа АО.
Машинное (компрессорное) и аппаратное отделения аммиачных хо-
холодильных установок, в системе которых имеется более 300 кг аммиака,
должны иметь искусственную приточную вентиляцию с подогревом воз-
воздуха в холодное время года, обеспечивающую двухкратный обмен возду-
воздуха в 1 ч, вытяжную вентиляцию с трехкратным обменом воздуха в 1 чи
аварийную вентиляцию с семикратным обменом воздуха в 1 ч. Если в
системе имеется менее 300 кг аммиака, то устраивается вентиляция
только вытяжная с трехкратным обменом воздуха в 1 ч, она же являет-
является и аварийной (см. СНиП П-П.2-62).
10. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ЭФФЕКТА РАНКА
ДЛЯ ИНДИВИДУАЛЬНОГО КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА
Способ одновременного получения теплого и холодного воздуха с по-
помощью вихревой трубы был предложен инженером-металлургом Ранком
в 1933 г и запатентован во Франции и США. Теория процесса разрабо-
разработана и опубликована в США в 1945 г. Хильшем. Аппараты, в которых
используется эффект Ранка, в настоящее время называют трубами Ран-
Ранка, трубами Хильша, вихревыми трубами или вихревыми холодильни-
холодильниками.
В США производством этих труб занимается ряд фирм. Они выпус-
выпускают вихревые трубы для получения холода в лабораториях, а в послед-
207
лее время—для индивидуального охлаждения головных шлемов, жиле-
жилетов, скафандров и производственной одежды Известно, что в США экс-
эксплуатируются около 15 000 вихревых груб.
В Австралии вихревые трубы начали применять для охлаждения
одежды рабочих горячих цехов.
Вихревая труба имеет диаметр около 32 мм и длину около 260 мм.
В левый конец трубы через тангенциально расположенные сопла, обра-
образующие вместе с распределительным кольцом своеобразную турбину без
вращающихся частей, подается сжатый профильтрованный и осушенный
воздух с давлением 7 ати и температурой 28°С. На этом же конце тру-
трубы имеется выходное отверстие, сечение которого заранее рассчитано.
В правом конце трубы также имеется выходное отверстие, снабженное
регулировочным клапаном. Воздушный поток приобретает вначале ско-
скорость вращения около 500 000 об/мин, а затем скорость вращения дости-
достигает 5 000 000 об/мин. Через центрально расположенное левое отверстие
выходит охлажденный воздух с температурой порядка 4,4°С, а через
правое отверстие — горячий воздух с температурой 132°С. Соотношение
количеств воздуха, вытекающего через отверстия, регулируется клапа-
клапаном. Обычно холодного воздуха удаляется 75%, а горячего—25%
Фултон (США) объясняет эффект Ранка следующим образом. Посту-
Поступающий в трубу по касательной поток сжатого воздуха, выходя из со-
сопел, образует почти свободный вихрь, угловая скорость вращения кото-
которого мала у периферии и весьма велика у оси. Трение между слоями
воздуха приводит к тому, что скорость вращения всей массы воздуха
стремится к выравниванию, т. е. по мере движения воздуха вдоль тру-
трубы во внутренних его слоях скорость падает, а во внешних возрастает.
Совершается работа, направленная от центра к периферии. В то же вре-
время от внешних слоев к внутренним, имеющим вследствие расширения бо-
более низкую температуру, передается тепло. Однако поток тепла по своей
величине меньше количества передаваемой кинетической энергии.
Внешние слои, получая больше кинетической энергии, чем отдаваемое
ими количество тепла, вследствие трения повышают свою температуру,
т. е избыток энергии вызывает нагрев воздуха, поступающего из клапа-
клапана Поток воздуха сильно турбулизирован, скорость вихря превышает
скорость звука
Низшая достижимая температура холодного воздуха может быть оп-
определена из уравнения
где Тх и Р\ — абсолютная температура в °К и давление в кГ/см2 подводимого й тру-
трубе воздуха;
Т2 и Рг — соответственно абсолютнач температура в °К и давление в кГ/см2 хо-
холодного воздуха, уходящего из трубы,
k =ср /су — показатель адиабаты,
ср к cv — соответственно удельные теплоемкости воздуха при постоянных дав-
давлении л объеме
Недостатки вихревых труб — низкий коэффициент полезного дейст-
действия и значительная потребность в сжатом воздухе. Именно поэтому эти
трубы не нашли применения в мощных холодильных установках и ис-
используются пока только в небольших лабораторных установках, а также
для охлаждения производственных костюмов.
В последнем случае рабочий горячего цеха одевается в покрытый
алюминиевой краской защитный костюм с прикрепленной к поясному
ремню вихревой трубой Труба присоединена гибким шлангом к источ-
источнику сжатого воздуха. Холодный воздух, выходящий из трубы, поступа-
поступает к шлему, горячий воздух выбрасывается в цех. Степень охлаждения
воздуха изменяется с помощью выпускного клапана.
208
На одного рабочего расходуется 10—25 м3 сжатого воздуха в 1 мин.
Это количество равно производительности компрессора, для привода ко-
которого требуется электродвигатель мощностью 2,9—4,4 кет.
Работа над совершенствованием вихревых труб ведется в СССР и
США.
Глава 10.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВОЗДУХА
В системах кондиционирования воздуха (СКВ) производится автома-
автоматическое регулирование температуры, влажности и скорости движения
воздуха в помещениях путем изменения режимов работы калориферов,
воздухо- и водоохладителей, водоподогревателей и других теплообмен-
ных аппаратов, а также смесителей воздуха и воды, вентиляторов, воз-
воздуховодов и воздухораспределителей.
Регулирование производится клапанами, устанавливаемыми на тру-
трубопроводах, которые подают воду, рассол, пар и сжатый воздух, а также
клапанами (иногда их называют заслонками), устанавливаемыми на
трактах обработки и распределения кондиционируемого воздуха — в
воздуховодах, каналах и кондиционерах.
Регулирование теплообменных аппаратов, подогревающих или ох-
охлаждающих воздух, может осуществляться изменением: 1) количества
тепло- или холодоносителя, поступающего в теплообменник; 2) количе-
количества воздуха, проходящего через теплообменник и обводной канал;
3) количества тепло- или холодоносителя и воздуха (совместным изме-
изменением); 4) начальной температуры тепло- или холодоносителя, посту
пающего в теплообменник.
Наиболее часто в системах кондиционирования воздуха тепло- и хо-
лодоносителем служит вода, которая перемещается по трубопроводам
со скоростями ? = 0,5-т-3 м/сек (в среднем около 1,5 м/сек). Разность
между температурой в подающей и обратной линиях воды для холодо-
холодоносителя обычно равна Atti =3°, а для теплоносителя достигает 80°. Воз-
Воздух, обрабатываемый в теплообменниках кондиционеров, перемещается
со скоростями 1,5—6 м/сек (в большинстве случаев около 3 м/сек), при
этом разность температур воздуха до и после обработки Ыа01а в воз-
воздухоохладителях составляет 10—15°, а в калориферах первого подогре-
подогрева достигает 50°.
Приведенные средние величины определяют соотношение площадей
поперечного сечения регулирующих клапанов на тракте обработки воз-
воздуха F в м2 и на трубопроводах тепло-и холодоносителя /т в м2. При за-
заданной теплопроизводительности теплообменников площади поперечно-
поперечного сечения клапанов на воздушном тракте кондиционеров превышают
площадь прохода холодоносителя в
1000 ? ?/в 1000-1,5-3 _ 52Q
/т 1,2 ?·0,24 ?/возд 1,2-3-0,24-10
а площадь прохода теплоносителя (воды) до
F 1000 .,5.80
2800
/т 1,2-3-0,24-50 ^
14 Зак 665 209
Приблизительно такое же соотношение наблюдается между площа-
площадями клапанов, устанавливаемых на воздушном тракте кондиционеров,
и площадями клапанов, регулирующих поступление пара в калориферы.
Поэтому технически и экономически целесообразно регулировать тепло-
теплообменники с помощью клапанов, устанавливаемых на трубопроводах
холодо- и теплоносителя, прибегая лишь в исключительных случаях к ре-
регулированию их по воздушному тракту.
Теоретическое и экспериментальное исследование регулирования ка-
калориферов и воздухоохладителей кондиционеров, проведенное П. В. Уча-
сткиным, показывает, что для поверхностных оребренных теплообменни-
теплообменников постоянная времени т, характеризующая их тепловую инерцию, име-
имеет небольшие значения — близкие к значениям постоянной времени дат-
датчиков систем автоматического регулирования. Благодаря этому в усло-
условиях относительно медленного изменения параметров помещения тепло-
тепловая инерция теплообменников кондиционеров не оказывает существенно-
существенного влияния на процесс регулирования.
При пропорциональном регулировании и теплоносителе воде или па-
паре способы регулирования производительности теплообменников путем
изменения количества воздуха, проходящего через теплообменник или в
обход его, или путем изменения расхода теплоносителя можно считать
по эффективности практически равноценными. Однако для регулирова-
регулирования распределением воздуха следует применять приводы створчатых
клапанов (заслонок) с профилированными кулачками, что существенно
усложняет их конструкцию. При регулировании изменением расхода
теплоносителя необходимо применять регулирующие клапаны с профи-
профилированными плунжерами и предупреждать возможность замерзания
калориферов при отрицательной начальной температуре воздуха.
При двухпозиционном регулировании и теплоносителе воде или па-
паре для обеспечения меньшей амплитуды колебания температуры возду-
воздуха и меньшей частоты срабатывания приборов автоматики следует отда-
отдавать предпочтение регулированию производительности калориферов
путем изменения количества теплоносителя.
1. КЛАПАНЫ НА ТРУБОПРОВОДАХ
Клапаны, устанавливаемые на трубопроводах для регулирования
расходов воды, рассолов и пара, делятся на двухпроходные (обычно на-
называемые проходными) и трехпроходные. Последние бывают смеситель-
смесительными или распределительными.
Проходные клапаны прямого действия закрываются (уменьшают
проход тепло- или холодоносителя) при движении плунжера сверху вниз,
а проходные клапаны обратного действия — при движении плунжера
снизу вверх. Проходные клапаны с пневматическим мембранным приво-
приводом прямого действия называются нормально открытыми «НО», а так-
также клапанами типа «ВЗ» («воздух закрывает»), так как при отсутствии
давления сжатого воздуха над мембраной они находятся в открытом
положении. Проходные обратные клапаны с мембранным приводом пря-
прямого действия называются нормально закрытыми «НЗ» или клапанами
типа «ВО» («воздух открывает»).
Трехпроходные клапаны могут иметь плунжеры с равновелиюши или
неравновеликими окнами. Первые рассчитаны на одинаковое давление
среды в подводимых трубопроводах, а вторые — на большее давление
среды в трубопроводе, подводимом к нижнему ряду окон.
Клапаны, регулирующие теплоноситель горячую воду, следует уста-
устанавливать на обратной линии, если это допустимо по условиям давления
в сети. (При закрытом клапане на обратном трубопроводе регулируемый
210
аппарат находится под полным давлением в подающем трубопроводе,
которое при малых расходах в сети может подниматься значительно вы-
выше обычного рабочего давления.)
Перед клапанами следует устанавливать фильтры-грязевики.
Зависимость относительного хода плунжера ? от относительного рас-
расхода среды g (а в долях от полного хода и^в долях от полного расхо-
расхода) при постоянной разности давлений до и после клапана называется
идеальной характеристикой клапана. Для отечественных клапанов иде-
идеальные характеристики представлены формулами: линейная a=g, пара-
параболическая *=Y l,03(g —0,03).
Регулирование по идеальной характеристике возможно в случае при-
присоединения клапана непосредственно к емкости, в которой поддержива-
поддерживается постоянный уровень жидкости или
давление среды, истекающей через кла-
клапан в неограниченное пространство.
Приступая к расчету клапана, следу-
следует определить границы регулируемого
участка, в начале и конце которого дав-
давление среды остается неизменным или
колеблется в относительно малых пре>
делах (±15%) при любом положении
плунжера рассчитываемого клапана.
Если давление среды в сети подвержено
существенным колебаниям, то для ус-
успешного регулирования расхода давле-
давление следует стабилизировать дополни-
дополнительными регуляторами. Схема регули-
регулируемого участка приведена на рис. ЮЛ.
При максимальном расходе регулиру-
регулируемой среды потеря давления в открытом
клапане АР в кГ/см2 является частью
общих максимальных потерь давления на регулируемом участке АРУ =
=АРС+АР (где АРС —потери давления среды на участке без клапа-
клапана в кГ/см2).
Величина отношения
Рис. 10.1. Схема регулируемого
участка
/ — магистрали (давление постоян-
постоянно при любом положении плунжера
у клапана 5); 2 — начало регулиру-
регулируемого участка; 3 — калориферы;
4 — фильтр-грязевик; 5 — регулиру-
регулирующий клапан; 6 — конец регулиру-
регулируемого участка
5 =
? ?
? ??
? ?
??
(ЮЛ)
оказывает существенное влияние на рабочую характеристику регули-
регулирования. По мере уменьшения величины 5 характеристики существен-
существенно отклоняются от идеальных, соответствующих значению S=l.
При выборе проходных клапанов для жидкостей и пара удовлетво-
удовлетворительный результат регулирования может быть получен, если поте-
потеря давления среды при проходе через клапан составляет
? ? > ? Рс кГ/см2
или
5 =
? ?
? ??
0,5,
A0.2)
где АРу — потери давления на регулируемом участке после установки клапана (т е.
с учетом потерь давления в клапане) в кГ/см2.
Для определения размеров проходного клапана или каждого из
проходов трехходового клапана, регулирующих расход жидкости, сле-
следует найти их условную пропускную способность Сь численно равную
14* Зак 665
211
расходу несжимаемой жидкости с удельным весом 1000 /сг/ж3 при по-
потере давления в клапане 1 кГ/см2
31,6 ?
? ·?
A0.3)
где
ff — максимальное количество жидкости, проходящей через клапан в кг/ч
?? — потеря давления при проходе через открытый клапан максимального'коли-
максимального'количества жидкости в кГ/см2;
У — удельный вес жидкости перед клапаном в ке/м3;
¦ф — коэффициент для учета вязкости жидкости.
В начале расчета следует задаться величиной -ф = 1, затем но спра-
или каталогам предварительно выбрать клапан, имеющий
характеристику расхода С>
>· 1,1 С], потом найти дейст-
действительную величину ?,уточ-
?,уточнить величины С, и С и по
последней окончательно вы-
выбрать клапан необходимого
размера.
Для воды и слабых рас-
растворов хлористого натрия и
хлористого кальция величи-
величина ? обычно близка к 1.
На рис. 10.2 приведен
график для определения ве-
величины
? = ? (lg Re, lg ?),
где lg Re — логарифм числа
нольдса, равный:
lg Re = lg /_?_
Рей-
Рис. 10.2. График для определения иопра
вочного коэффициента для учета вязкости
жидкости
— 1,44. A0.4)
Если lgRe>3,5, то вели-
величина ?=1, а если lg Re<3,5,
то для определения значе-
значения ? следует найти величи-
величину lg ? по формуле
lgC = 1,405 + 2 lg -Ь- .
A0.5)
Здесь ?>у—диа1метр условного прохода входного сечения корпуса клапана в мм,
? — динамическая вязкость жидкости, проходящей через клапан, в кГ-сек[м2,
для растворов принимается по табл. 10.1 и 10.2, а для воды равна про-
произведению приведенных ниже величин на Ю-6: для воды с ?=10°0 — 140
с i=20°C—105, с *=60°С-^50; с /=70°С-42, с /=95?€—35; с f=il50°C—
19.
fv —площадь условного прохода клапана по внутреннему диаметру присоеди-
присоединительного фланца в см2; принимается по конструктивным данным;
С —условная пропускная способность предварительно выбранного клапана
На осях координат графика, приведенного на рис. 10.2, следует
восстановить перпендикуляры из соответствующих значений lg-'? и lg ?e
и найти точку их пересечения. Если найденная точка лежит выше пунк-
пунктирной кривой КМ, то коэффициент ?=1. Если точка пересечения ле-
лежит ниже кривой КМ, то поправочный коэффициент ?<1. Для опре-
определения величины ? на оси ординат следует вновь отложить величину
lg Re и провести прямую, параллельную оси абсцисс, до пересечения
212
с кривой lg ? и, опустив перпендикуляр на ось абсцисс, найти величи-
величину ?. Подставив величину -? в формулу A0.3), следует определить но-
новые значения С\ и С.
Таблица 10 1
Свойства растворов хлористого натрия NaCl
Объемный
вес при
15° С
в кг/м3
1000
1010
1020
1030
1040
1050
1060
1070
1080
1090
1100
1110
1120
ИЗО
1140
1150
1160
1170
Содержа-
Содержание соли
в раство-
растворе в %
0,1
1,5
2,9
4,3
5,6
7
8,3
9,6
11
12,3
13,6
14,9
16,2
17,5
18,8
20
21,2
22,4
Температу-
Температура замер-
замерзания в °С
0
—0,9
—1,8
-2,6
~~~?) О
-4,4
-5,4
—6,4
—7,5
—8,6
—9,8
—11
—12,2
—13,6
—15,1
—16,6
—18,2
—20
Теплоем-
Теплоемкость при
0° в ккал]
кг град
1,001
0,973
0,956
0,941
0,927
0,914
0,901
0,889
0,878
0,867
0,857
0,848
0,839
0,830
0,822
0,814
0,806
0,798
Коэффици-
Коэффициент объем-
объемного рас-
расширения ?
0,23
0,26
0,28
0,3
0,32
0,34
0,37
0,38
0,39
0,41
0,43
0,44
0,46
0,48
0,49
0,5
0,51
Динамическая вязкость \х
·10*??· секГм*
при температуре раствора в °С
0
1,8
1,82
1,84
1,86
1,88
1,91
1,95
2
2,06
2,12
2,19
2,28
2,37
2,48
2,61
2,74
2,88
3,02
—5
2,35
2,42
2,49
2,57
2,66
2,77
2,89
3,03
3,18
3,34
3,51
3,71
—10
—
—
3,41
3,56
3,75
3,95
4,16
4,39
4,65
—15
—
—
—
—
—
—
—
—
—
.—
—
—
—
4,87
5,11
5,38
5,62
-20
—
—
—
—
—
—
.—
—
—
—
—
—
—
—
7
Свойства растворов хлористого кальция СаС12
Таблица 10 2
Объемный
вес при
15°С
в кг}м*
1000
1010
1020
1030
1040
1050
1060
1070
1080
1090
1100
1110
1120
ИЗО
1140
1150
1160
1170
1180
Содержа-
Содержание соли
в растворе
в %
0,1
1,3
2,5
3,6
4,8
5,9
7,1
8,3
9,4
10,5
11,5
12,6
13,7
14,7
15,8
16,8
17,8
18,9
19,9
Температура
замерзания
в °С
0
—0,6
— 1,2
-1,8
-2,4
з
-3,7
-4,4
-5,2
-6,1
-7,1
-8,1
-9,1
—10,2
-11,4
-12,7
-14,2
—15,7
-17,4
Теплоемкость
при 0° в /скал/
кг град
1,003
0,986
0,968
0,950
0,932
0,915
0,899
0,882
0,866
0,851
0,836
0,822
0,808
0,795
0,782
0,77
0,758
0,747
0,737
Коэффи-
Коэффициент объ-
объемного
расшире-
расширения ?
0,23
0,25
0,26
0,27
0,28
0,29
0,3
0,31
0,32
0,33
0,35
0,36
0,38
0,39
0,4
0,41
0,42
Динамическая вязкость ? -10*
кГ-сек]м
1 при температуре
раствора в °С
0
1,81
1,84
1,87
1,9
1,96
2,02
2,07
2,13
2,2
2,27
2,34
2,43
2,52
2,61
2,71
2,82
2,93
3,05
3,18
—10
—
4,14
4,3
4,45
4,6
4,76
4,94
—15
—
—
.
—
—
—
—
6,27
6,44
Если выбранный вначале клапан не удовлетворяет новому значе-
значению величины С, то его заменяют клапаном следующего размера и
проводят аналогичную проверку вторично. Обычно вторая проверка
подтверждает правильность повторного выбора.
Для малых значений lg Re, когда горизонталь на рис. 10.2 не пере-
пересекает кривых 1 g ?, величина ? определяется в два приема. Сначала
213
находят точку пересечения кривой АВ с кривой, соответствующей за-
заданному значению \g ?, например, точку Е, для которой на ординате
(точка ??) находят величину Ig Re^ и на абсциссе (точка Е2) вели-
величину ty E , Затем, потенцируя \g Re^, определяют величину Re^ и
вычисляют искомую величину
Для каждого прохода трехходового клапана величина ? рассчиты-
рассчитывается как для отдельного проходного клапана.
При определении размеров проходного клапана для регулирования
расхода пара необходимо установить потерю давления в клапане АР
и отношение ее к начальному давлению Р[ кГ/см2, т. е. ЛР1Р{. Если
потеря давления в клапане составляет
? ? > 0,51 Рх - ? ??? кГ/см\ A0.7)
то скорость пара в нем достигает предельной критической величины и
расчет производится по формуле
A0.8)
23,4 V АРкру
где g — 'максимальное количество пара, проходящее через клапан, в кг\ч\
????— максимальная (критическая) потеря давления пара при проходе макси-
максимального его количества через открытый клапан в кГ/ш2;
у — удельный вес пара в кг[м?.
Клапан подбирается по данным справочников и каталогов так, что-
чтобы табличная величина О- 1,1 Сг.
При
??<0,51 ?? A0.9)
скорость пара в клапане становится меньше критической и расчет ве-
ведется по формуле
С3= g A0.10)
31,6 ? ]/ ? ? ?
где 2—поправочный коэффициент, равный.
2= 1 —0,51 -AjP_. A0.11)
??
Клапан выбирается по данным справочников и каталогов, при этом
должно выполняться условие С> 1,1 С3.
Пример 10.1. Выбрать клапан для регулирования калориферов, присоединенных
по схеме, приведенной на рис 10.1. Температура воды в обратной линии составляет
70°С, расход воды — 20 400 кг/ч.
Разность давлений воды в начале и конце регулируемого участка АРу =2 кГ/см*,
а потери давления в трубопроводе и калориферах равны: ДРс=0,424 кГ/см2.
Решение. I. Определяем давление воды, которое может быть затрачено на про-
проход через клапан:
? ? =2 — 0,424 = 1,576 кГ/см*.
2. Находим величину S по формуле (ЮЛ)
S=l,576:2 = 0,788>0,5,
т. е. лежит в пределах, рекомендуемых формулой A0.2).
214
3 Определяем предварительную условную пропускную способность регулирую-
регулирующего клапана, принимая ? = 1 и удельный вес воды ?=977 кг/м3 при температуре
70°С, по формуле A0.3)
20 400
31,6 V 1,576-977
= 16,45.
4. Выбираем предварительно по каталогу клапан с параболической характеристикой
плунжера, имеющий параметры Dy =40 мм и С = 25>1,1· 16,45=18,1.
5 Находим логарифм числа Рейнольдса по формуле A0.4), учитывая, что вяз-
вязкость воды с температурой 70°С ?=42· 10 6
lg Re = lg
20 400·10s
40-42
— 1,44 = 5,64.
Так как величина lg Re=5,6>3,5, то ?=1 и, следовательно, предварительно подоб-
подобранный клапан, имеющий условную пропускную способность С=25, обеспечит задан-
заданные условия.
2. КЛАПАНЫ (ЗАСЛОНКИ) ДЛЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ВОЗДУШНЫХ ПОТОКОВ
Регулирование СКВ осуществляется с помощью ручных, дистан-
ционно-управляемых или автоматически действующих воздушных кла-
клапанов, которые разделяются:
а) по способу дросселирования воздушного потока — с поворотны-
поворотными створками и шиберного типа;
б) по назначению — на проходные, смесительные и распредели-
распределительные;
в) но характеру действия — на двухпозиционные (или запорные) и
регулирующие;
г) по конструкции створок — на неизолированные (или холодные)
и изолированные (или теплые).
Клапаны с поворотными створками — основные и наиболее распро-
распространенные, а клапаны шиберного типа служат главным образом для
ручной наладочной регулировки.
Клапаны с поворотными створками бы-
бывают одно- и многостворчатыми. При этом
многостворчатые клапаны изготовляются
двух видов: а) параллельностворчатые
(рис. 10.3,а), имеющие створки, плоскости
которых параллельны между собой и вра-
вращаются в одном направлении; б) непарал-
лельностворчатые (рис. 10.3,6), у которых
соседние створки вращаются в противопо-
противоположных направлениях.
Преимущество одностворчатых и непа-
раллельностворчатых клапанов (по сравне-
сравнению с параллельн'остворчатыми клапанами)
заключается в более плавном регулирова-
регулировании потока.
В настоящее время выпускаются клапа-
клапаны, входящие в состав секций типовых кон-
кондиционеров, и сетевые клапаны конструкции
Сантехпроекта следующих типов.
Параллельностворчатые клапаны приемные с утепленными створ-
створками предназначены для отключения каналов забора наружного воз-
воздуха в периоды бездействия кондиционеров. Клапаны поставляются с
ручными, пневматическими или электрическими приводами.
Рис. 10 3. Клапаны с поворот-
поворотными створками
а — ширина створок; ? и у — про-
проходы для воздуха; ? — угол пово-
поворота створок в град
215
Зимой створки приемных клапанов могут смерзаться между собой
и примерзать к рамам, во избежание чего необходим прогрев при-
притворов.
Приемные клапаны с утепленными створками и электропрогревом
притворов разработаны Сантехпроектом.
Электроподогреватели рекомендуется включать в работу в зависи-
зависимости от наружной температуры воздуха за 5—30 мин до пуска конди-
кондиционера. Мощность электронагревателей зависит от схемы соединения
их элементов. При параллельном соединении мощность нагревателей
возрастает в четыре—шесть раз по сравнению со смешанным соедине-
соединением элементов.
Клапаны проходные предназначены для установки на фланцах
верхних отверстий смесительных секций кондиционеров, но могут быть
использованы и для установки в воздуховодах. Клапаны выполняются
с ручными приводами и с приводами от пневматического и электри-
электрического исполнительных механизмов.
Размеры проходных запорных воздушных клапанов, предназна-
предназначенных для работы по принципу «открыто—закрыто», определяются
размерами каналов, в которых они устанавливаются, а при располо-
расположении их внутри кондиционеров и камер пользуются каталожными
данными или рассчитываются исходя из пропускной способности, равной
20—30 тыс. м3/ч на 1 м2 площади сечения клапана. Размеры регулирую-
регулирующих клапанов зависят от характеристики, по которой должно вестись
регулирование.
Для регулирования температуры помещения путем изменения ко-
количества подаваемого воздуха с постоянной температурой или регу-
регулирования расхода компонентов для получения смеси с постоянной
температурой клапан должен иметь прямолинейную характеристику,
а для регулирования теплопроизводительности калориферов или воз-
воздухоохладителей клапан должен иметь характеристику, выраженную
степенной функцией.
Заданную характеристику регулирования можно получить, повора-
поворачивая створки клапана по соответственно рассчитанной программе.
Достижение заданной характеристики облегчается, если площадь кла-
клапана определяется на основе величин оптимальных относительных со-
сопротивлений регулируемого участка, установленных на основании
экспериментальных работ В. Н. Тетеревникова и Л. В. Павлххина; для
параллельностворчатых клапанов, предназначенных для пол\чения пря-
прямолинейной характеристики, Яопт=2; для непараллельностворча-
тых клапанов для тех же условий //ОПТ=3,6; для всех створчатых кла-
клапанов, регулирующих калориферы и воздухоохладители, ???? — \.
Величина ???? — оптимальное отношение сопротивления регулируе-
регулируемого участка Я в кГ/м2 к скоростному давлению h в кГ/м2 в сечении от-
открытого клапана—называется относительным сопротивлением регулиру-
регулируемого участка, при этом
Hom = H/h. A0.12)
Регулируемым участком, имеющим сопротивление Н, называется уча-
участок (или вся сеть в целом), на границах которого давление воздуха ос-
остается неизменным при любом положении створок клапана. Колебание
давлений на границах регулируемого участка допускаются в пределах
±15% от начальных, при необходимости оно должно обеспечиваться со-
соответствующими дополнительными клапанами и регуляторами.
Границы регулируемых участков для типовых случаев практики по-
показаны на рис. 10.4.
Оптимальная площадь проходного регулирующего клапана
(рис. 10.4,?) или основного прохода смесительного клапана (???. 10.4,6)
определяется по формулам:
216
при регулировании по характеристикам, приближающимся к прямо-
прямолинейным, соответственно для параллельно- и непараллельностворчатых
клапанов
FnnT = 10
~ 1,3.10
Г4 1
Ун
Ун
A0.13)
A0.14)
при регулировании производи- Таблица 10 3
тельности калориферов или возду- Показатели степени т при весовой скорости
хоохладителей по характеристике, воздуха в живом сечении калориферов
которая выражена степенной функ-'
цией, с показателем степени т<1
а)
Рис. 10.4. Границы регулируемых участков
Калорифер
ОГС и ОГБ
Модель С по ГОСТ 1814—42
» Б » ГОСТ 1814—42
ГСТМ
ПНМ
ПНБ
Секции подогрева кондици-
кондиционеров при скорости дви-
движения воды в трубках
в м/сек:
0,2
0,4 и более
Величина т при
теплоносителе
воде
0 37
0,46
0,46
0,3
0,34
0,36
0,38
0,5
паре
0,42
0,52
0,574
0,3
0,34
0,36
[где т — показатель степени при весовой скорости воздуха в кг/м2 ¦ сек
в формуле, определяющей коэффициент теплопередачи (см. табл. 10 3)]
для обоих видов створчатых клапанов
FonT = 0,69-10 -^Ь м\
Ун
Здесь ?-макс — максимальный расход воздуха через клапан в м3/ч;
? — сопротивление регулируемого участка в кГ/м2.
A0.15)
Площадь обводного прохода .Го смесительных клапанов, как прави-
правило, меньше площади основного прохода
? Но
?
A0.16)
где Но — сопротивление обводного клапана при проходе через него максимального
расхода воздуха.
Проходные, смесительные и распределительные клапаны следует
выбирать так, чтобы площадь фактического прохода /> лежала в пре-
пределах
?,? ? опт \ ¦* ? \ Ц* ' опт Л*> \l\J.i I)
отдавая преимущество клапанам с площадью меньше оптимальной.
Если же приходится устанавливать клапан большей площади, то для
улучшения его характеристики следует ограничивать предельное откры-
открытие створок клапанов начальным углом ?>0°.
1 ?
Woo
то
800
500
400
200
wo
во
во
40
20
10
8
6
4
2
1
0,6
0,4
0,2
0,1
I
к
??
I
I
4
f'ff(
h
ч
1
i
t
3
\
\
2
\
?
?
/
^4
/A
?
I
I
1
и
? Hi
f
w
/1
/1
I
I
w
f
2000
WOO
800
600
400
200
100
80
60
40
20
10
8
6
4
2
1
OJS
20
40
60
80 d*
/
/
//
/
//
//
7
7
\
//
//
/
\
6
/
I
f
\i
Ш
i
1
1
/
7D
40
B9 ti*
Рис. 10.5 Аэродинамические характеристики проходных
« —с одной —пятью створками A—5); б—с шестью и семью створками F и 7), в —утеплен
сятью и тринадцатью
Оптимальная площадь проходного обводного клапана (рис. 10.4, в),
предназначенного для регулирования калориферов или воздухоохлади-
воздухоохладителей Т, определяется по формуле
V Ск. о + ^У
Fom = 0,69- Ю-4 Lp A — m)
2, A0.18)
где
?\? —?тм) у\ —Ят A —?^?) — ?
— общая производительность вентиляторной установки (рис. 104, в)
в м3/ч;
171 — ~Г~ ~ относительный расход воздуха через неплотности обводного клапана
в закрытом состоянии;
St о — коэффициент сопротивления створок клапана в открытом состоянии;
Су — коэффициент сопротивления за счет сужеьия и расширения струи
при проходе через клапан;
Ят— сопротивление калориферов или воздухоохладителей при закрытом
_ обводном клапане в кГ/м2;
Ят = Ят/Яр — относительное сопротивление калориферов или воздухоохладителей;
Яр —потери давления в системе при закрытом обводном клапане в кГ/м2';
Lp A — m) ~Ушш '
218
200U
1000
800
600
400
200
то
во
60
40
20
10
8
6
4
2
1
0,6
0,4
07
у
/
?
1
/
Iff
?
/а
2
\
/
/А
\
\
5
\
3
А
/
щ
?
—I—
I
?
/
I
f
20
4Q 60 80 ??'
2000
1000
800
600
400
200
WO
BO
60
40
20
IB
в
a
4
2
1
??
0,6
0,4
01
?
?
?
I
1
к
f
Jl
1
?
\
20
to
\
6
\
40
i
7
t
A
Ilk
II
f
SO
I
1
1
?
?
80 d°
сетевых клапанов (заслонок) конструкции Сантехпроекта
«ых с двумя, тремя и пятью B, 3 и 5) створками; г — утепленных
створками E, 8, 10 и 13)
с шестью, восьмью, де-
— допустимый минимальный расход воздуха через регулируемый кало-
рифер или воздухоохладитель в Ж3/ч;
—минимальная относительная отдача тепла калорифером или воздухо-
воздухоохладителем при полностью открытом клапане обвода.
До окончательного выбора проходного обводного клапана величины
??.? и ?? не могут быть определены с достаточной степенью точности.
Поэтому при расчете приходится предварительно задаваться размера-
размерами клапана, исходя из конструктивных соображений, и выбирать для
него соответствующие величины Ск.о и ?? Следует иметь в виду, что в
отличие от проходных, смесительных и распределительных клапанов,
подбираемый обводной проходной клапан (рис. 10.4, в) должен иметь
фактическую площадь /·? >-/*??? м2.
Выбрав клапан и установив более точные значения ??.? и ??, сле-
следует проверить, обеспечивается ли заданный минимальный относитель-
относительный расход воздуха LTM или L^<^LTVI. Проверка производится по
формуле
Г = 1 - j: r/* I <10·19)
Г4
0,69-КГ4 LP A -т)
?
r
+ 1
_ят A -Ц)
219
Здесь все обозначения соответствуют принятым в формуле A0 18),
Величины Ск.о и Су должны быть рассчитаны исходя из принятой ве-
величины Fcp.
Аэродинамические характеристики для створчатых клапанов по дан-
данным Л. В. Павлухина приведены на рис. 10.5. Аэродинамические харак-
характеристики для шиберов в прямоугольных воздуховодах по исследовани-
исследованиям И. Е. Идельчика и для шиберов в круглых воздуховодах по исследо-
исследованию Вейсбаха приведены на рис. 10 6 и 10 7
У*
1
\
\
\
(
0
12
08
04
\
1 I
|
\ Участок ?
?
14 06 08 IL
участок ?
ыь
О 02 0,4 0,6 0.8 10 h/b0
L
\
?
\
?
С
?
да
04
0
\
1 ¦ 1
I , ,
Ьчсспо* Я
L . . .
i\! ?
V
_
14 0,6 C3 SlhiDo
\i ? участок и
42 0,4 Qi 0Л tu h dQ
Рис. 10.6. Аэродинамическая
характеристика шибера в
воздуховоде прямоугольно-
прямоугольного сечения
а — схема шибера; б — харак-
характеристика
Рис. 10.7. Аэродинамиче
екая характеристика шибе-
шибера в воздуховоде круглого
сечения
а —* схема шибера, 5 — харак
теристика
Конструктивная неплотность клапана пк—функция длины притво-
притворов и зазора между рамой и створками, зависящая от условий установ-
установки клапана в сети, а также от характеристики вентилятора, который по-
подает воздух в эту сеть, определяется по формуле
пк =
A0.20)
где LK и Z-макс— расходы воздуха через закрытый и открытый клапаны в м3/ч,
Ск.о и ??3 — коэффициенты сопротивления клапана в открытом и закрытом по-
положении, отнесенные к скоростному давлению в сечении пол-
полностью открытого клапана (см. рис. 10.5—10.7);
Ссист—коэффициент сопротивления всей системы или регулируемого уча-
участка, отнесенный к скоростному давлению в сечении полностью от-
открытого клапана.
Величины коэффициента сопротивления сетевых клапанов конструк-
конструкции Сантехпроекта могут быть найдены по рис. 10.5 или приняты по ус-
усредненным данным, приведенным в табл. 10.4.
220
Таблица 104
Коэффициенты сопротивления клапанов в открытом и закрытом положениях
Тип клапана
Коэффициент сопротивления при площади
открытого клапана в м*
до 0,5
0,5-1
1—2
более 2
Неутепленный:
открытый . .
закрытый .
Утепленный.
открытый . .
закрытый . .
0,15
2000
0,2
3000
0,15
1000
0,2
1500
0,15
600
0,2
700
0,15
400
0,2
500
3. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
ВЕНТИЛЯТОРОВ
В последние годы стали широко применять экономичные СКВ с ко-
количественным регулированием производительности. Возможны три спо-
способа изменения производительности вентиляторов: 1) клапаном на маги-
магистральном воздуховоде; 2) направляющим аппаратом во всасывающем
отверстии вентилятора; 3) числом оборотов вентилятора с помощью гид-
гидромуфты или электромуфты скольжения.
Клапаны весьма неэкономично регулируют производительность вен-
вентиляторов и поэтому к применению для этой цели не рекомендуются.
Харьковский институт Сантехпроект и московский институт Тяжпром-
электропроект провели сравнительное исследование регулирования с по-
помощью направляющих аппаратов, гидравлических муфт и электрических
муфт скольжения. Гидравлические муфты оказались менее надежны и
более сложны в эксплуатации, чем электрические муфты скольжения, и
поэтому для практического использования рекомендуются только элек-
электромуфты скольжения и направляющие аппараты. Сравнительные дан-
данные о мощности, потребляемой вентилятором, производительность кото-
которого регулируется направляющим аппаратом и электромуфтой скольже-
скольжения, приведены в табл. 10.5.
Канд. техн. наук Г. Г. Вахвагов для количественного регулирования
вентиляторов рекомендует применять: 1) направляющие аппараты при
глубине регулирования производительности от 100 до 50% полной про-
производительности вентилятора; 2) электрические индукторные муфты
Таблица 10 5
Сравнительные данные о потребляемой вентилятором мощности при регулировании
направляющим аппаратом и электромуфтой скольжения
Вид регулятора
Направляющий аппарат
Электромуфта скольжения
Производи-
Производительность
вентилятора
в %
( 100
75
1 50
f 100
75
[ 50
Мощность электродвигателя в кет
28
28
20
12
28
19
9
40
40
28
17
40
27
14
55
55
39
24
55
37
18
75
75
45
25
100
100
60
34
221
1?
0,8
0,6
0.2
-/
/
?
75%-
/
/
?
••Ш
?
..
10
SO
SO of
скольжения при глубине регулирования от 100 до 30% полной произво-
производительности вентиляторов.
Направляющие аппараты регулируют производительность вентилято-
ра, изменяя его аэродинамическую характеристику путем закручивания
воздушного потока на входе воздуха в вентилятор.
Направляющие аппараты могут управляться вручную, дистанцион-
дистанционно или автоматически. Для ручного управления они поставляются с чер-
червячным приводом, а для дистанционного и автоматического — с электри-
электрическим приводом. Дистанционный контроль можно производить по углу
поворота лопаток направляющего ап-
аппарата с помощью реостата обратной
связи исполнительного механизма.
Регулировочная характеристика на-
направляющих аппаратов серии НА при-
приведена на рис. 10.8. В связи с нелиней-
нелинейностью характеристики применение
направляющих аппаратов для регули-
регулирования двухвентиляторных систем
кондиционирования воздуха не реко-
рекомендуется.
Электрическая муфта скольжения
состоит из индуктора, расположенного
на ведомом валу муфты, который сое-
соединен с вентилятором, и якоря, распо-
расположенного на ведущем валу, который
соединен с электродвигателем. При
вращении якоря относительно намаг-
намагниченного индуктора возникают вихревые электрические токи, которые,
взаимодействуя с магнитным потоком, создают крутящий момент. Вели-
Величина последнего зависит от величины тока, возбуждающего магниты ин-
индуктора.
Электрические индукторные муфты изготовляются для передачи мак-
максимального момента вращения 7,5—400 кГ · м для электродвигателей со
скоростью вращения не более
1500 об/мин. Общий вид и разме-
размеры электрических индукторных
муфт скольжения приведены на
рис. 109 и в табл. 10.6.
Электрические индукторные
муфты скольжения допускают
ручное местное, ручное дистанци-
дистанционное и автоматическое управ-
управление. Наибольшее распростра-
ение получило управление муф-
муфтами с помощью вариаторов
Рис. 10 8 Регулировочная харак-
характеристика направляющего ахшара-
_ та
L — относительная производитель-
производительность вентилятора; а—угол поворота
лопаток направляющего аппарата
Рис 10 9 Электрическая индукторная муф-
муфта скольжения
Таблица 106
Размеры и веса электрических индукторных муфт скольжения
Тип муфты
ИМС-7,5
ИМС-20
ИМС-40
ИМС-75
ИМС-160
Размеры в мм
610
613
915
1075
1225
160
240
280
335
400
·«
38
34
60
75
90
·«-
38
35
60
75
90
80
72
140
140
170
1-1
80
95
140
140
170
•
325
315
490
565
660
41,5
37,5
65,5
81,0
97,0
-
41,5
38,5
65,5
81,0
97,0
12
10
18
20
24
*-
12
10
18
20
24
160
150
225
300
370
127
157
335
350
325
«0
14
18
22
30
30
fa
га
Вес
150
300
590
1170
1730
ш
напряжения. При местном управлении производится ручное воздействие
на рукоятку вариатора, а при дистанционном или автоматическом —
воздействие с помощью исполнительного механизма, сопрягаемого с ва-
валом вариатора.
Для разгрузки электродвигателя при пуске автоматическое включе-
включение муфты производится через реле времени. Скорость вращения выход-
выходного вала муфты контролируется с помощью тахогенератора или ампер-
амперметра, включенного в цепь обмотки возбуждения муфты.
4. РЕГУЛИРОВАНИЕ КОНДИЦИОНЕРОВ ПО МЕТОДУ
ОПТИМАЛЬНЫХ РЕЖИМОВ
Для систем кондиционирования воздуха большой производительности
(свыше 1,5 тыс. м3/ч) в последнее время вместо метода точки росы начи-
начинают применять разработанный А. Я. Креслинем метод регулирования
кондиционеров по оптимальным режимам. Новый метод во многих слу-
случаях позволяет избежать второго подогрева воздуха, охлажденного в
промывной камере, а также да-
дает возможность более рацио-
рационально использовать тепло ре-
рециркуляционного воздуха.
Общеизвестно, что в кон-
кондиционере можно получить
требуемые параметры приточ-
приточного воздуха, выполняя его
тепловлажностную обработку
в различной последовательно-
последовательности. При этом расходы тепла и
холода также окажутся раз-
различными.
Оптимальной называют по-
последовательность (режим) теп-
ловлажностной обработки, вы-
вызывающую наименьшие экс-
эксплуатационные расходы. Тео-
Теоретическими и эксперимен-
экспериментальными исследованиями ус-
установлено, что существуют
12 режимов, которые при опре-
определенных состояниях наруж-
наружного и внутреннего воздуха, из-
известном тепловлажностном ба-
балансе помещения и заданном
относительном количестве по-
подаваемого наружного воздуха
(коэффициент санитарной нор-
нормы) могут быть названы опти-
оптимальными. Определение того
режима, который следует при-
применять в каждом конкретном случае, производят графо-аналитическим
путем. Для этого на / — ^-диаграмму наносят границу замкнутой обла-
области, в пределах которой могут находиться точки, характеризующие со-
состояние наружного воздуха данного географического пункта. Далее эта
область разбивается на 12 участков, пронумерованных на рис. 10.10 рим-
римскими цифрами.
Рис. 10.10. Участки на / — ci-диаграмме, пред-
представляющие параметры наружного воздуха,
которые служат для определения оптимальной
последовательности обработки воздуха в кон-
кондиционере
/ — граница области возможных состояний наружно
го воздуха; 2 — допустимый диапазон колебаний па-
параметров приточного воздуха; 3 — диапазон колеба-
колебаний параметров уходящего воздуха
223
Границы между участками проводят следующим образом:
наносится четырехугольник /71Я2ЯзЯ4 возможных состояний приточ-
приточного воздуха, образующий собой участок V;
через точки Я ? и Я3 проводятся соответственно линии постоянных эн-
энтальпий /п. макс и /п. мин. Ломаная Я1Я4Я3 и жирные части указанных
изоэнтальп образуют участок IV;
через вершины четырехугольника ПхПъПъПц проводятся лучи процес-
процесса ассимиляции тепла и влаги в помещении ?? и строится четырехуголь-
четырехугольник У1У2У3У4, характеризующий возможные состояния уходящего возду-
воздуха. Лучи ?? продлеваются до точек ???, ??2 и ??3. Положения этих точек
выбираются так, чтобы были справедливыми отношения
УхП! _ У2П2 _ У3/73 = У 4Я4 _ у
УхМг ~ У2М2 У3М3 У4М4 ~ '
где У—количество наружного воздуха (в долях единицы) в общем ко-
количестве приточного воздуха. Таким образом создается участок VI;
из точек ???, ?? и М3 опускаются линии постоянных влагосодержаний,
в результате чего создаются участки VII и VIII;
через точку М3 проводится изоэнтальпа и образуется участок ///;
через точку Я3 проводится линия постоянного влагосодержания, кото-
которая в точке своего пересечения с кривой относительной влажности возду-
воздуха за тепловлагообменным аппаратом кондиционера определяет изоэн-
тальпу, соответствующую минимальной температуре точки росы
/т. р. мин). Далее, пользуясь формулой
, j у. МИН Т р. МИН
11—II — ??. мин — ' ? ,
проводят границу между участками / и II;
через точку У ? проводится изоэнтальпа /у. макс; наносится точка К,
соответствующая минимальным параметрам охлажденного воздуха при
регулировании параметров притока путем препуска части воздуха через
обводной канал; проводится прямая ???, которая продлевается до пере-
пересечения с изоэнтальпой /у. макс в точке В. Таким образом создаются
участки IX и X;
на изоэнтальпе /у. макс наносится точка Г, так чтобы отрезок У\Г был
равен отношению УхВ/У. Далее через точку Г проводится прямая ГД,
параллельная линии KB, и создаются участки XI и XII.
Оптимальный режим обработки воздуха выбирается в зависимости от
положения на /—d-диаграмме точки, характеризующей в данный момент
состояние наружного воздуха (табл. 10.7).
Таблица 10 7
Технологические процессы обработки воздуха при различных состояниях наружного
воздуха
Номер участка
(см рис 10.10),
? в пределах
которого рас-
расположена точка,
характеризующая
состояние наруж-
наружного воздуха
Оптимальная последовательность тепловлажностной обработки воздуха
в кондиционере
?
Смесь уходящего воздуха (точка У3) и санитарной нормы наруж-
наружного воздуха подогревается в калорифере первого подогрева до эн-
энтальпии /тр< мин изоэнтальпически увлажняется и далее подогрева
ется в калорифере второго подогрева (до точки Я3)
Часть смеси уходящего воздуха (точка У3) и санитарной нормы
наружного воздуха изоэнтальпически увлажняется, после чего
весь обрабатываемый воздух подогревается в калорифере (до точ-
точки П3)
224
Продолжение табл. 10 7
Номер участка
(см. рис. 10.10),
в пределах
которого рас-
расположена точка,
характеризующая
состояние наруж-
наружного воздуха
Оптимальная последовательность тепловлажностной обработки воздуха
в кондиционере
III
IV
V
VI
VII
VIII
IX
X
XI
XII
Часть смеси наружного и уходящего воздуха (точка У3), имеющей
энтальпию /п мин, изоэнталыгачески увлажняется, после чего сме-
смешивается с необработанной частью смеси
Часть наружного воздуха изоэнтальпически увлажняется, после
чего смешивается с необработанной частью наружного воздуха в та-
такой пропорции, что конечное состояние смеси воздуха характери-
характеризуется точкой на ломаной линии ?^?^??
Наружный воздух подается в помещение без тепловлажностной
обработки
Наружный воздух гсмешивается с уходящим в такой пропорции,
что параметры смеси характеризуются точкой на ломаной П\ П2 Пз
Смесь уходящего воздуха и санитарной нормы наружного воздуха
подогревается в калорифере до состояния, характеризуемого точкой
на ломаной Пг /72 ??
Смесь наружного и уходящего воздуха (точка Ух) подогревается
в калорифере (точка Пг)
Часть наружного воздуха охлаждается (точка К), после чего весь
обрабатываемый воздух подогревается в калорифере (точка ??)
Часть наружного воздуха охлаждается, после чего смешивается
с необработанным наружным воздухом в^такой пропорции, что сос-
состояние смеси соответствует точке ??
Часть смеси уходящего (точка Уг) воздуха и санитарной нормы
наружного воздуха охлаждается (точка К), после чего смешивается
с необработанной частью смеси и подогревается в калорифере (точ-
(точка #?)
Последовательность обработки воздуха в кондиционере та же, что
для участка X, только вместо наружного воздуха используется
смесь уходящего воздуха (точка Уг) и санитарной нормы наружного
воздуха
Таблица 10.8
Удельные годовые расходы энергии СКВ при ее регулировании по методам точки росы
и оптимальных режимов
Географи-
Географический
пункт
Тип здания
Тип кондиционера
Годовой рас-
расход тепла на
1000 м3/ч
производи-
производительности СКВ
в Гкал при
методах регу-
регулирования
точки
росы
опти-
маль-
мальных
режи-
режимов
Годовой рас-
расход холода
на 1000 м3/ч
производи-
производительности
СКВ в Гкал
при методах
регулирования
точки
росы
опти-
маль-
мальных
режи-
режимов
Рига
Промышленное
Общественное
С рециркуляцией
Прямоточный . .
С рециркуляцией
Прямоточный . .
С рециркуляцией
Прямоточный . .
С рециркуляцией
Прямоточный . .
18,5
62,4
35
50,1
9,7
59,3
9,6
41,1
3,06
3,66
0,2
0,2
1,27
2,72
0,16
0,14
Ашхабад
Промышленное
Общественное
12,8
37,2
24,4
30,8
3,7
35,3
4
19,1
8,91
12,19
3,62
3,38
5,96
10,32
2,36
2,61
15 Зак 665
225
Систему автоматического регулирования, действующую по методу оп-
оптимальных режимов, можно осуществить, пользуясь разработанными ин-
институтом Латгипропром чертежами, рассчитанными на применение обыч-
обычных, серийно выпускаемых приборов автоматики. Метод оптимальных
режимов использован при разработке кондиционеров серии КН с элек-
электрической системой автоматизации.
Об эффективности этого метода можно судить по данным, приведен-
приведенным в табл. 10.8.
5. АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
КОНДИЦИОНЕРОВ-ДОВОДЧИКОВ*
При двухтрубных водовоздушных СКВ ручное регулирование тепло-
теплообменников кондиционеров-доводчиков возможно при их снабжении
только горячей или только холодной водой. При попеременном снабже-
снабжении холодной и горячей водой ручное регулирование практически неосу-
неосуществимо. В этом случае потребитель не может определить, какой водой
питается в данный момент теплообменник, и поэтому не знает, счедует
ли ему прикрывать или открывать клапан для того, чтобы, например,
снизить температуру в помещении. Для эффективного регулирования
этих систем необходимо иметь
автоматические реверсивные
регулирующие клапаны, кото-
которые в данное время промыш-
промышленностью не выпускаются.
На рис. 10.11 изображена
кинематическая схема регуля-
регулятора температуры прямого дей-
действия типа РТВ-15** с разде-
разделительным клапаном для эжек-
ционных доводчиков, снабжа-
снабжаемых горячей или холодной во-
водой по двухтрубным непере-
ключаемым*** системам. С по-
помощью этого терморегулятора
изменяется соотношение коли-
Рис. 10.11. Регулятор температуры прямого
действия РТВ-15 с разделительным клапаном
(Dy =15 мм)
1 — корпус настроечного устройства; 2 — настро-
настроечный сильфон; 3 — настроечная рукоятка; 4 —
сильфон перестановки; 5 и 6 — регулирующие ор-
органы; 7—возвратная пружина
честв воды, пропускаемых че-
через теплообменник и по обвод-
обводной линии. При работе систе-
системы на горячей воде к теплооб-
теплообменнику присоединяется пря-
прямое проходное сечение, расход
через которое снижается с
увеличением температуры термобаллона, а к обводной линии — боковое
проходное сечение, расход через которое повышается; при работе систе-
системы на холодной воде к теплообменнику подсоединяется боковое проход-
проходное сечение, а к обводной линии — прямое проходное сечение.
Действие прибора основано на использовании изменения объема теп-
лочувствительной жидкости, заполняющей термобаллон, капилляр и
сильфон перестановки, в зависимости от температуры окружающего воз-
воздуха.
На рис. 10.12 изображена кинематическая схема регулятора темпера-
температуры прямого действия типа РТК-5215-ТК-15 с трехпроходным несме-
* Написан совместно с инж. Л. Ф. Кукликом.
** Разработан Смоленским филиалом НИИТехноприбор.
*** Эти системы снабжаются в течение года либо только горячей, либо только хо-
холодной водой.
226
шивающим клапаном для теплообменников трехтрубных систем. При по-
повышении температуры окружающего воздуха терморегулятор сначала
уменьшает от максимума до нуля расход горячей воды, а потом увеличи-
увеличивает от нуля до максимума расход холодной воды. В конструкции клапа-
клапана предусмотрен разделительный сильфон, который дает возможность
заменять термосистемы без спуска тепло- и холодоносителя из трубопро-
трубопроводов. Клапан может быть использован для ручного регулирования тем-
температуры в помещении; в этом случае на клапан вместо термосистемы
устанавливается рукоятка для ручного управления. Для защиты клапана
от засорения на подводящих трубопроводах устанавливаются поставля-
поставляемые комплектно с прибором сетчатые водяные фильтры.
холодная^
бода
горячая ·—'
вод(Г~,
Рис. 10.12. Регулятор темпе-
температуры прямого действия
РТК-5215-ТК-15 с трехпро-
ходным несмешивающим
клапаном (D} =15 мм)
Г —термобаллон; 2 —настроеч-
—настроечный сильфон, 3 — настроечная
рукоятка; 4— сипьфон переста-
перестановки; 5 и б — регулирующие
органы; 7 — возвратная пружи-
пружина, 8 — разделительный силь-
сильфон, 9 — пружина
Диапазон настройки регуляторов РТВ-15 и РТК-5215-ТК-15 преду-
предусмотрен в пределах 15—30°.
Статические характеристики регулятора для РТВ-15 ??\ =/(??)
(где ?? — разность между температурой, установленной по шкале, и тем-
температурой термобаллона) и ??? =?(??), а также для регулятора
РТК-5215-ТК-15 Kvx=f\(A®) и ?? ? =??(??) приведены в левой части
рис. 10.13 (где ?? ь ??2— коэффициенты пропускной способности со-
соответственно проходных сечений /—// и /—/// регулятора РТВ-15; ?? ?
и ?? г — коэффициенты пропускной способности проходных сечений для
холодной и горячей воды регулятора РТК-5215-ТК-15).
Точность регулирования температуры в помещении зависит от изме-
изменения нагрузки и может быть определена по рис. 10.13. Так, например,
если вследствие изменения холодильной нагрузки по команде терморегу-
терморегулятора расход воды ^изменяется от 800 до 500 л/ч, а перепад АНКЛ из-
изменяется от 3000 до 4000 кГ/м2, то темпера-
температура в помещении при величине ?? ? =2,5
может отклоняться на 1,9—1,3=0,6°, а при
величине /Сух=1,6 на 2,75—1,75= Г.
Как видно из приведенного примера,
уменьшения абсолютной величины отклоне-
отклонения температуры в помещении при действии
возмущения можно достигнуть за счет вы-
выбора клапана с большим коэффициентом
пропускной способности. Однако необходи-
необходимо иметь в виду, что с ростом коэффициен-
коэффициента пропускной способности ухудшаются ди-
динамические свойства системы регулирова-
регулирования, а это может привести к возникновению
незатухающих колебаний регулируемой
температуры.
Таблица 10 9
Значения коэффициентов
пропускной способности
и сопротивления клапанов
KV x
0,25
0,4
0,6
1
1,6
2,5
КЛ. ?
1270
500
220
80
31
13
?? г
0,25
0,4
0,6
1
1,6
кл г
1270
500
220
80
31
—
15* Зак 665
227
ЗчХ—Т --<. US
s· <
?
?,
к
ю
?
ex
m
opo
H
ex
о,
о
vo
а с
о
я
я
я
1
tu
?
о
с
?
а
о·
ь
о.
ш
к
S
?
?
w
к
?* Я
к
?,
а
6*
с»
7
1
<
2
1
!«,
Я
о.
?
О О
В табл. 10.9 приведены значения коэффициентов пропускной спо-
способности и соответствующих сопротивлений клапанов по холодной и го-
горячей воде. При выборе клапанов регуляторов, согласно техническим
условиям завода-изготовителя, потребитель может принимать любое со-
сочетание величин Kvx и Kw. Так, например, при ??? =0,25 ве-
величина Kvr может иметь значение 0,25; 0,4; 0,6; 1; 1,6. Необходимое
сочетание величин Kv указывается в спецификации. Так, например,
терморегулятор с характеристиками /(ух = 1,6и /(Vr=0,4 обозначает-
обозначает4
ся РТК-5215-ТК-15 г4
1,6
Глава 11
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗДУХА В ПОМЕЩЕНИЯХ
1. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗДУХА КОМПАКТНЫМИ
И ВЕЕРНЫМИ СТРУЯМИ
Струи, выходящие из воздухораспределителей, характеризуются: мак-
максимальной скоростью или скоростью на оси струи ?? в м/сек; максималь-
максимальной (или минимальной) температурой/^ в град, наблюдающихся обыч-
обычно на оси струи; средней скоростью по расходу сср. р в м/сек, которая
является частным от деления количества движения на секундную мас-
массу струи; средней по расходу температурой струи /Ср. р в град, равной
температуре в точке струи со скоростью оср. р; средней скоростью по
площади сСр. ? в м/сек, являющейся частным от деления секундного
расхода на площадь поперечного сечения струи; средней температурой
струи по площади ??. ? в град.
При движении струи в воздушном пространстве помещения возни-
возникают эжектируемые ею вторичные потоки воздуха, имеющие противопо-
противоположное направление по сравнению с направлением основного или прямо-
прямого потока. Вторичные потоки называются обратными потоками.
Строительные нормы и правила СНиП П-Г.7-62 регламентируют оп-
оптимальные и допускаемые скорости движения воздуха в рабочей РЗ или
обслуживаемой О зоне помещения инорм в м/сек и устанавливают допу-
допускаемые колебания температур в этой зоне А/доп в град.
При расчете систем кондиционирования, как правило, нормируемые
скорости воздуха следует принимать равными максимальным скоростям
в расчетном сечении струи, а допускаемые колебания температуры сле-
следует сопоставлять с максимальными разностями температур, которые со-
создаются приточными струями, входящими в зоны О или РЗ, т. е. следует
принимать:
а) в основной струе
Vx = Унорм м/сек; A1.1)
?^ = ?/?? град; A1.2)
б) в обратном потоке
?>обР = уноРм м/сек; A1.3)
А*обР = д*доп град. A1.4)
При комфортном кондиционировании воздуха на промышленных
предприятиях, не имеющих постоянных фиксированных рабочих мест в
229
зонах прямого воздействия приточной струи, т. е. в зонах, в которых
струя приточного воздуха имеет максимальные скорости, допускается
принимать для основной струи:
Vx = 2vmm; A1.5)
??? = 2А*Д0П. A1.6)
Зона прямого воздействия приточной струи Fn. в определяется пло-
площадью поперечного сечения в месте входа струи в рабочую или обслужи-
обслуживаемую зону, в пределах которой максимальные скорости воздуха могут
колебаться от ?? до 0,5 ??.
Для ненастилающихся компактных струй
Fn, в = @,2*п + VK? 0,785 ж2; A1.7)
для неполных веерных струй при дгп<Л1,3 |ЛР0
Fn. в = B хП tg ?/4 + VTQf 0,785 ж2; A1.8)
для настилающихся струй
^п.в = 0,5 ^п.в м\ A1.9)
где F9—площадь свободного сечения отверстия, из которого выходит воздух, в м2;
хп — расчетная полная длина струи в м;
? — центральный угсл расширения струи в град.
Угол ? изменяется от 19 до 22° при выходе из воздухораспределите-
воздухораспределителей с параллельными направляющими. При установке направляющих
под углом к оси струи угол расширения струи в ее начале близок к углу
установки направляющих и может быть доведен до 90°. Затем угол ? по-
постепенно уменьшается и на расстоянии х=\\,3 YFо снова равен 19—
22°.
Данные о скоростях воздуха, нормируемых СНиП П-Г.7-62, приведе-
приведены в табл. 2.1.
Точность поддержания температуры воздуха в помещениях, обслу-
обслуживаемых СКВ, при отсутствии специальных технологических условий,
СНиП П-Г.7-62 рекомендуют принимать Л*ДОП=±Р. Технологические
условия в некоторых случаях вызывают повышенные требования к точ-
точности поддержания температуры, иногда ?^?? до ±0,1 и даже до ±0,01э.
Разность между температурами в отдельных точках помещения при
равномерных теплоизбытках является следствием разности температур,
создаваемой приточной струей, и возмущений, возникающих при дейст-
действии органов, регулирующих температуру помещения. Поэтому при рас-
расчете распределения воздуха не следует допускать разности температур
между максимальной температурой воздуха в струе tx и температурой в
О или РЗ /п более 70% допускаемых отклонений:
bfx = tn-tx = 0,7 Дгдоп. A1.10)
СНиП П-Г.7-62 допускают отклонение относительной влажности воз-
воздуха в помещении при комфортном кондиционировании воздуха
Д<рдоп ==±7%, а по технологическим условиям часто требуется поддер-
поддерживать ?????=±2%. Отклонения по относительной влажности зави-
зависят от отклонений температуры и влагосодержания воздуха. Последнее
обычно контролируется по температуре точки росы. Поэтому значения
Д^доп следует приводить к допустимым колебаниям температуры.
Руководствуясь соотношениями максимальных и нормируемых или
допустимых параметров в рабочей или обслуживаемой зоне, приведен-
приведенными в формулах A1.1) — A1.6), все расчеты распределения воздуха
можно вести, учитывая только максимальные скорости и разности тем-
температур.
230
В технике кондиционирования воздуха струю приточного воздуха
представляют состоящей из двух участков: начального и основного, при
этом, как правило, рабочим участком является основной участок струи,
так как длина начального участка мала и не превосходит
xq^2YT^m, A1.11)
еде Fo — площадь живого сечения отверстия, из которого выходит воздух, в м2.
Закономерности осесимметричной компактной струи Г. Н. Абрамович
связал с параметром axo!dQ (где а — безразмерный коэффициент турбу-
турбулентности; хо — расстояние от полюса струи до заданного сечения в м\
do — диаметр выходного отверстия). Коэффициент турбулентности а ока-
оказалось целесообразным заменить другим безразмерным коэффициентом,
характеризующим затухание струи т~0,48/а. Расстояние до искомого
сечения струи удобно исчислять от места выхода струи, поэтому вместо
расстояния Хо от полюса струи теперь принято пользоваться расстоянием
х, которое на достаточном удалении от насадка, а практически на всем
основном участке струи, приблизительно равно х0.
Диаметр выходного отверстия насадка может быть представлен в ви-
виде do= 1,13 УК-
Тогда на основном участке воздушной струи
ах0 _ 0,48 ? 0,48 ?
d* 1,13 mVF^ mxVF^
где /ni = l,13 т.
В результате расчетная формула Г. Н. Абрамовича для основного
участка воздушной струи преобразуется следующим образом:
"*« _ М8 ?* -_OT УУ7 (пт
Аналогичные преобразования для избыточной температуры в слабо-
ееизотермической струе приводят расчетные формулы к виду
tn-tx =?????, A1.13)
? t0 tn —10 ?
где ta—температура воздуха в помещении вне струи в град;
tx—температура воздуха на оси струи в град;
to — температура воздуха при выходе из приточного насадка в град;
? to — рабочая разность температур в град;
?? — коэффициент, характеризующий темп затухания разности температур
b.txnc длине струи
На развитие струй приточного воздуха, распространяющихся внутри
помещений, оказывает влияние большое число различных факторов, из
которых поддаются учету при проектировании и учитываются поправоч-
поправочными коэффициентами только следующие:
влияние плоских ограждений, расположенных вблизи выпуска возду-
воздуха, коэффициентом 1,41; в связи с этим для струй воздуха, настилающих-
настилающихся на ограждения, основные расчетные коэффициенты т\ и пх заменяют-
заменяются коэффициентами:
т2 = 1,41 тх\ A1.14)
пг= 1,41 ль A1.15)
стеснение приточных воздушных струй ограждениями помещения —
коэффициентом Кс'>
взаимодействие приточных струй — коэффициентом Кв;
неизотермичность приточных струй — коэффициентом /Сн.
Расчет приточных струй рекомендуется вести в следующем порядке:
1) выбрать тип по табл. 11.1 и задаться размером воздухораспредели-
воздухораспределителя; 2) выбрать схему подачи воздуха по рис. 11.1 и определить дейст-
действительное расстояние хп от места выхода струи воздуха до постоянного
рабочего места при I схеме подачи или до входа струи в обслуживаемую
зону при II—VI схемах подачи.
??
Fo,yg
Ту)
/\r
0 или
л
to
??
SS;\
РЗ
?
? _?1
л:
Рис. 11.1. Основные схемы /—VI подачи воздуха компактными, пло-
плоскими или веерными (неполными и полными) струями
*п—расстояние до рабочего места, до зоны О или РЗ
Действительное расстояние сопоставляется с условиями, приведенны-
приведенными в графе 6 табл. 11.2. В графах 7 и 8 той же таблицы находят основ-
основные расчетные формулы:
для определения начальной скорости воздуха ?0 при выходе из возду-
воздухораспределителя — формулы A1.16) — A1.43);
для определения разности температур:
?^—между температурой воздуха в О или РЗ и экстремальной
температурой в струе (минимальной при охлаждении и максимальной
при нагреве помещения) в месте входа ее в О или РЗ — формулы
A1.44) —A1.49), A1.51), A1.52), A1.54), A1.55), A1.57), A1.60) —
A1.71);
^обР — между температурой воздуха в О или РЗ и экстремальной
температурой воздуха в обратном потоке, создаваемом приточной стру-
струей, — формулы A1.50), A1.53), A1.56) и A1.59);
для выбранного типа и размера воздухораспределителя опреде-
определяется начальная скорость воздуха ?0 в м/сек (графа 7 табл. 11.2) в
его расчетном сечении Fo в м2 или з щели шириной Ьо м, основываясь на
заданном расстоянии до обслуживаемой зоны и заданной максималь-
максимальной скорости воздуха в этой зоне vx в м/сек или максимальной скорости
в обратном потоке и0бр. макс в м/сек.
232
Таблица ILL
дел ?
о.
?
J№ воздухорас
теля
1
Характеристики воздухораспределителей
Название воздухораспреде-
воздухораспределителя
2
Схема воздухораспредели-
воздухораспределителя
3
Значения
тх
коэффициентов
«t
для струй
ненастилаю-
щейся
4
настилающей-
настилающейся
5
ненастилаю-
щейся
6
настилающей-
настилающейся
7
^ =
?
и =>
? &
. о
8
/. Воздухораспределители, образующие компактные струи воздуха
1
2
3
4
5
6
7
8
Цилиндрическая труба с
конфузором
Цилиндрическая труба
То же, с сеткой при
Цилиндрическая труба с
отводом
Патрубок поворотный ти-
типа ПП конструкции
ВНИИГС
Решетки, сетки, перфо-
перфорированные решетки
при КЖт с = 0,8-ь 0,5
То же, при Кж с =
=0,5ч-0,2
То же, при Кж с =
=0,2-^-0,05
?
К
\
1
о
.?
in
я
?—r^j
н
rv
a
—
Fq —площадь в свобод-
свободном сечении
То же
•
7,7
6,8
6,0
5,4
6,6
6
5
4,5
10,9
9,6
8,5
7,6
9,3
8,5
7,1
6,4
5,8
4,8
4,5
4,1
4,5
4,2
4
3,6
8,2
6,8
6,4
5,8
6,4
5,9
5,7
5,1
4,5
1,1
1,5
1,1
1,1
1,8
1.»
1,8
233
Продолжение табл lit
Название воздухораспреде-
воздухораспределителя
Схема
воздухораспредели-
воздухораспределителя
Значения коэффициентов
для струй
Приточные регулирующие
решетки типа РР кон-
конструкции ВНИИГС ис-
исполнений А и В
4,5
6,4
3,2
4,5
2,2*
Осевой вентилятор со
спрямляющей решеткой
4,5
6,4
3,8
5,4
Универсальный тарель-
тарельчатый плафон типа ВУ
конструкции ВНИИГС
при поджатом диске
3,4
Потолочный плафон
тремя диффузорами
1,35
1,1
1.1
//. Воздухораспределители, образующие неполные веерные струи воздуха
Воздухораспределитель
пристенный типа ВП
конструкции ВНИИГС
2,4
3,6
6,8
Решетка веерная типа РВ
конструкции НИИСТ
?0 в град.
45
60
90
3,5
2,8
2
5
4
2,8
2,5
1,7
1,25
3,5
2,4
1.8
1,1
1
Продолжение таог If
Название воздухораспреде-
воздухораспределителя
Схема воздухораспредели-
воздухораспределителя
Значения коэффициентов
для струй
Приточная регулирующая
решетка типа РР кон-
конструкции ВНИИГС,
исполнение Б
1,8
2,5
1.2
1.7
///. Воздухораспределители, образующие полные веерные струи воздуха
Простой потолочный пла-
плафон при ho/do:
0,2
0,3
0,4
1.7
1,45
1,35
1,15
1,25
1,25
Универсальный тарельча-
тарельчатый плафон типа ВУ
конструкции ВНИИГС
при опущенном диске
1,35
1,1
Комбинированный приточ-
но-вытяжной плафон
типа ВК конструкции
ВНИИГС
0,8
IV. Воздухораспределители, образующие плоские струи воздуха
Прямоугольные отвер-
отверстия, решетки с па-
параллельными направля-
направляющими лопатками при
2,5
3,5
2,8
Продолжение табл. 11.1
№ воздухораспредели-
воздухораспределителя
1
20
21
22
Название воздухораспреде-
воздухораспределителя
2
Щелевой насадок с па-
параллельными направля-
направляющими лопатками при
*ж. с>0>8
Воздухораспределитель
перфорированный кон-
конструкции ЛИОТ, пря-
прямоугольный при Кж с:
0,092
0,062
0,046
То же, круглый при
#ж. с:
0,092
0,062
0,046
Схема воздухораспредели-
воздухораспределителя
3
Htk4
A.
\
Значения коэффициентов
т„
??
для струй
ненастилаю-
щейся
4
2,3
0,65
0,53
0,45
0,29
0,24
0,21
настилающей-
настилающейся
О
3,2
—
—
ненастил аю-
щепся
6
1,9
0,58
0,48
0,4
0,26
0,22
0,19
настилающей-
настилающейся
7
2,7
—
—
?, отнесенный к ско-
скорости ?0 в сечении F9
8
1,5
2,4*
V. Воздухораспределители, выпускающие две струи воздуха — веерную настилающуюся
на потолок и направленную вниз
23
Воздухораспределитель
двухструйный шести-
диффузорный типа ВДШ
конструкции НИИСТ
0,8
1,4
0,65
1,05
1,9-
24
Воздухораспределитель
двухструйный с пер-
перфорированным диском
типа ВДП, конструк-
конструкции ЛИОТ при bo/dQ:
0,1
0,2
0,3
~ ? If ~*П0
2,5
0,9
0,35
1,25
1,15
1
1,7
0,7
0,2
1
0,9
0,8
4
2,8
1,9
Примечания: 1. Выделены номера позиций типовых воздухораспределителей, на которые
выполнены рабочие чертежи.
2. Значения коэффициентов даны при равномерном поле скоростей воздуха в подводящем па-
патрубке, что должно обеспечиваться соответствующей длиной подвопящего воздуховода или уста-
установкой регуляторов равномерности.
3. Звездочкой отмечены величины ? при боковом подводе воздуха.
236
I
W
s
делен
ё.
g
w
К
ч
«
Я
|
о
е
нне
«я
в·
V
о.
с
§.
о
<1
S
«
Ч
*
• <и
яяч
ЕЕ ж >»
su7
я я 8,
si
g ? Я
|i|
«
? **
g Ч га —
go f
«а
?-
??
3«
*?
рнс
воз/
V
СЗ
о,
я
X
(I'll Hd
•то) иэхэ «я
scto выпуск
направление
руй воздуха
•S я Й
С7>
SO
»^
!С
со
ем
.
3·
S4
^"*
V/
с
*{
|
Решетк
льный
са
Нач
СО
S
%%
СО
CD
о
ч 5
«1 К ?
a, s
g П
при
лельн
правл
сток
СО
К
s
к
000
о
g.tf
дО
ы
а
«О,
о
?
·. н ·
а ?
я я >
?^ CO
« Я >, '—
·** 3* <U
S ч tj
С
ю
с
?
1.
о
?
?
с
?
эвной
Ей
?
О
о
r-| ?~4
e
СТОК
CQ
a*
>»
л .
? »—I
О
*^
я
< --
¦ ,
«Г
?
V/
с
ч
<?
и
?
1 °
о
?
<3
с
?
о?
К* "^
?
?
с
?
е
Е- >>Ю
<О Tf
а « ц
Распрел
/5 и
/^ и
лом
ЛЬНЫЙ
CQ
Нач
сток
^>
¦>
овной
сток
я я
О W
к к
cci ?? со
Я то Я
Ч 35 Й
О ?^< О
С « \О
СО ? О
т ю я
• О
К О С^
ОС <»
ч _
о м TZ
>» § w
. § 2 >·
о, н к g
fs се а> О
Я Ш-&
о
с
?
"\ —?
?~* ?"
ш
*^ ^^
V
с
С
« ? ¦», as
« g.^ а, I ч
ев
здная,
)ВН0Й
сток
\О я га
б °
« .
м Q
S-* со
>4 Ч ё
сб S я
С ? ?5-
Is
"^ I
яуск гори-
штально в
жней зоне
руями, на-
[лающимис
а потолок
J ? 2 о И
ш
23?
—t ? Л ? О
_*w В ffl ·&·
я « о. · а я
* * < Й s S
4>
gB.
>—w g в в
? ^
н .·=
¦ V
в я ?
в· я 3,
Я S &
о я о*
?1&
3* ? ? Д *
Л1
& я я
я н
&3
00
о
V
V
¦5 со н 5 о >>ш
5<? <и а в 2<м
[ СО '^-^ S л) {) •ti'v»^
-о — в S S w
ч «Cs w s· s
О Ч » ^О. to >> Я
О t=t Я В Я Ч Ч
я
HOQ.
а>
???
2»я
C3 ?
«о
Ms
81s
о
<3
I
(I'll 'a
*W3) ИЭХЭ
Я a о
? to ?
f
w Q S R С]
о н ? >. ч
>. ? ?-?. s
е о a> н ?-
CQ
238
~~<
s-,
<ъ
a
\жен
о
С;
К
S
1
1
«
о.
о
к
•я
>>
О.
?
ание
?
я
Ok
С
па
О·
VO
о
<
ИЛИ
<
О
?, ограничи-
применение
[ых формул
•S ? Н
???
if ?
3 S я
OS
Типы воздух
распределите,
(согласно
табл. 11.1)
•S
S-.
о.
5
§ га
?>.
ff
1
(?? -and
•ПО) IV9XD o]\f
СО
^ 5) Й
f ? ii
2 cq о
cq таю
00
r«.
CD
1С
f
eo
-
1
• в; <и
та ? ч
В" vo · ? ^"^ 4 ? >>
^? ? 4 та * г^ н
та s-> о Ь ?- ?
гавО>»Як«е С"
?" Ч Н в> Си« 2 ? G *^
*
с4
Р.
о
о
О
1 §
о
<
о о о
с
?*.
о Ю О О
Ц, "* «О ОТ
II II II
?. II II II
^"~^ ^ (П. И. 0Q.
г ю _
С4! Я
о
СО (? <М
обр
° о о о
значениях
я
? больше
ых для фор-
23) и A1.51)
ет прини-
меньшее из
НИИ ?0, П0-
ных по фор-
i A1.24) и
5)
г, X >» ^ В *jw
^^ m *™H tf Л w rt> CQ С*ч
?*\ таС^Нса»*4,-1
се|ч5§^^^
Решетка /
? = 45°
«С
1
3.
«а"
**·
Решетки 14 и
? = 90°
СП
*5 Pi
в к я
Е| *
§ О
?
1
полная
ерная
ачале
к ·
я с
И D, О
ОС ОО
ч о ·
О С ^
Я га н Ч
.я S §·
^ СО (U О
о я я«.
?
и
?
^* ^
ю
О
<
о
•О
·—I
(?
?
а:
?
Си
Отверстия и
шетки 19
та
я
d
о
1
*
с1
а"
? ^^
о ??
о
<3
г
Л
я
я
о
V
я
1
с
То же
к
та
я
я
сне
?
Плоская
? И <U ¦ К
я в га о
а. о в я
О со S К
U О Я О
ч 1 | 2 g
Вып)
с
и ^ та
( Ci В
•С5
^.
i-k.
CM
t< —
?1
*
С
?
VO
о
D
»" Щ
о
о
*>
-^ со
г
со
следует
мать мень-
из значений
лученных по
'лам A1 27)
28)
м » · *т\ -
—> >-* О м ?—»
???^??
ft
«я
3
——
?
Ou
VO
о
и
S.O §
о
чоская
С
? s
с
ачале 1
ш
239
•«ч
ь.
хжение
о
о
ения
о.
К
О
5-
ш
1
'Ж
S
22
се
в·
й>
Прим
О.
о
<
или
<3
а· я S.
S ш ч
р!
о я а*
III
* ?
§?? ·
Типы
pacnpej
(со:
табл
>»
ft
?
тики
lyxa
я о
?
и
X
A41 *эий
>) иэхэ щ
се я
|ц
? (Я ?
а.
о»
00
о
ю
¦ч»
со
? р. ?
ч С
J
S* ^ «? '"'' »^ ^ **""'" I О
2^ 1 *3<у "*в
О
?
W
о
О
??
о*
ю
—
с
?
t3
#
_Н
с*
? <->
о 00
о
<
I
о
Я ^J
*
о.
о°
?* ^-?
о
<
С
ft,
о
ft»
Ю
о"
? w
о.
ю
о
1 ? |«^ |.^
S ° я W BS
1S э ^ · в—
/ \ ^ Ьй *""*ч
««ц^ <? К щ 3* *? ^,,,,*
ss ?. ° · ¦
2 Зо * «
4 ^* I Q> S*
^ ·. ' Ч ез S
uN§gg g
a,
w
C3
«
бо,
о
a
и
га
а
а
о
Сте
«
СЗ
я
«
CQ
С
I
о
Имя
8I5
w
та
Я <р
Св В<
СЗ R|
о *
*>*
ост я" 2
t« О Й
4 0 S Ч я
я н ? >^ е- tR
ЗОН
вер
стр
нас
мис
ЛОЙ
PQ
ft?
¦тштй»
tt
в
? о4
о
¦к.
<3
?
О
.32)
ffl ^J
s
ю ю ю
t- Ю СО
о* сГ о*
V/ V/ V/
ч ч ч
^^» ^м» ^^^
"ПС
? ? ?
о «
о «о
5 11 .3 1!
^ о §
н ?.
СО
Я
8
о
?
« „
СЗ К
я я
Ч 35
О &*
а &
о
>**
<3
ч
О
•а
.33)
?
V
цс
о.
SC
Отверс
шетк
W
о
о
С
240
сч
е табл
5S
X
с»
*ч
о
о
t:
ения
ч
<
с
для с
_
1
as
я
1
X
а.
С
обр*
«а
или
<1
*u
?*
ичи-
ение
мул
я as о.
та ? О
°ls
s S Й
IP
ill"
(X
«
тру
l6
м|
&s
?
рак!
«9
К
ИЗ) ИЭХЭ 5J^
si?
° B«
S is t>
O5
CO
??
? аю? а
Я <! ?* ?.
д Я >> о „
Я ?> ??4
«S ?
Э йй ^# t
*** ??1 ж* <
S3 S -и *
«С
ш
S?
?
? «О
о
"К»
О
с
о
я ео
? W
?
?
с
?1
с
Ч
м щ ш к 3
et я с S 2
«? 3 к
5 cxu ? ч
<*
CO
к
?
Я
еС
а
и
!J »?3 *"** " ,
} fl «^ p.,
3 Я >—? ·—?
*
С
?
о
?* sr
о
<
о
,5 *
Ь< СО
о _
1-4
?
t
о
ю"
«С
?
о
"fct>
<3
с
?
e
ft.
S
? «>
?
,V ,?
s
'? *.
3
я
?
С
:ная
Ё
Стес
к
га
Я
[акт
Б
S
О
? ц
^ ??4
Ч _·
О
с
Ч
о
?
V/
е й S
я Я S
^ ей я
непа
,ными
ЛЯЮЕ
? *=» <?
а ?? ? ?.
3-, ? с
а,
«
о
о
?
U
>
?* ^,
о ?
о «о
о
е
Ч
S
? m
и ~"
e
Е>
л
С
ч
ная
я
О)
Стес:
Я №
ч я
о о.
« **
< · 1 « «
К >» а) ЛЯ
&> Я ? О
о 3 к
?J « Я Я
&* ? S «? я
§ я к ч ь
ОС
16
665
241
¦"¦ч
?
о
?
О
С!.
t:
;ения
i
(X
О
К
§
%
S
Q.
о
1
ние
3·
<и
S
а
с
fa
«
P.
о
о
<J
или
<3
Л*
о
Q
> О)
аде;
ill
в а
ловия,
ющие
асчетш
iyxo-
теле
но
1)
i S ч~
Wj ? Й{
П q *""[[[
P.
«
>.
Си
t~
а
j§«
В«
я «
фактер
(I и 3Hd
КЗ) ИЭХЭ «ДО
sit
II!
00
?
ID
??
» ¦ Л 1
ffl S ч S <-*>'""^4
? s f-. S ю" II
Я g. *{ ? Q, H
с
О
^s
? ?"
ffi
со
Я ?—
о
<3
Ц
о
S4
СО
X
•?
V/
с
ц
? ^
? tO
с
Ч
о
—ч
ж о
ш "~·
и ^
?
Л
с
н
fft JU.-I
<у О iai«
?. ? t-^* C^j
2 о §
Д) 'w* gQ
3
Свободна
R
Стесненна
5 s й ?
•-S со ю
С s
? ? Я ?
в вер
30
И, Н
ННЫМ1
ально
а <и «
и .-, >» ? н «
е в> ь Р. ?> ?
g ? о к га ?
CQ
s ?
К ?-
я я
S
gj
о
X
и
с"
^ <©
_|_
ч"
г—^ "**
и ~
V
\
че
/
о*
°о
<о
3
я
о
•е-
?
С
лная
грная
as
от
X s
о.
Ш я ffl
и о ?
ГО Я
f* о ^
3 я с
CQ
< <
3
S
3 ? "^ J °° ??
Sgio g 2 >.—.
g* С^ч cj °« S —'
<v-l Ж (J5 pv l S
f- 1Л S. ^
^ ^ots с о
5 ? — -, g « —
Чга — —,ИЯО—.
CJ Swv_g Я С-—
о
с
?
ч ^^
г о"
о
"Si
О
с
?
©
?
(Я
?
?
/\
?
с
Ч
¦С
с'
ч"
?5
<1
^^
-
ч
о*
?
V 3
+
»i
s
ч 2
»S
о см
3 я =м
я « „
О >> s
-?" °* ?
С
Рассеянназ
вертикаль
ная
Веерная
настилаю
щаяся
т ·
к ? 3 ч
Я m "^ га
з вер
эне :
зуйны
ов
й ЕГ я
v- U О
3555 ^-?·
§ я чс
ш
242
Входящая в расчетные формулы величина коэффициента Кс для
учета стеснения воздушных струй определяется согласно рис. 11.2 в за-
зависим ости__от_условий стеснения, характеризуемых относительными ве-
величинами ? и /, значения которых даны на том же рисунке.
О 0,425
? или ЦП
Рис 11 2 Поправочные коэффициенты на стеснение струй ограждениями
помещений Кс
/ — компактные струи, 2 — плоские струи, 3, 4 и 5 — неполные веерные струи из
решеток с углами раскрытия жалюзи, равными 45, 60 и 90е; 6 — компактные
струи из плафонов, 7, 8 и ?—полные веерные струи из плафонов соответственно
при отношениях l/xR, равных 1, 1,2, 1,5 (см схему V на рис. 11 1)
?
Для ненастилающихся струй х= —~ ;
для настилающихся струй х-
0.7 х„
; для плоских струй х= -тт—;жля плафонов, дающих компактные струи,
- х„ — 0.1 I
? = — . для полных веерных струй из плафонов 0,1 /= ¦
Пример Дано 0,1 1 = \,Ъ, для плафона при 1/хп =0,8 (кривая 9)
Кс =0,53
Ответ-
Величина коэффициента /Св для учета взаимодействия одинаковых
параллельных струй воздуха определяется по рис. 11.3.
Величина коэффициента Кв для учета неизотермичности приточных
струй вводится только при подаче воздуха вертикально вниз или под
углами, приближающимися к вертикальному направлению F0° к гори-
горизонту и более). При этом величина поправочного коэффициента К»
определяется по рис. 11 4 или по следующим формулам для струй:
компактных
Кн = ]/" 1 ±
веерных
36* Заь 665
A1.72)
A1.73)
243
·/¦
A1.74)
Здесь хп— вертикальное рас-
расстояние от выхода
струи воздуха до
рассматриваемого се
чения (по схемам
IV и VI, приведен-
приведенным на рис. 111),
? — геометрическая ха~
рактеристика стр>и
воздуха, принимав
мая по формулам
для струй:
ко.млактных и веерных
? = 5,45 mvQX
(л
м, A1.75)
ПЛОСКИХ
? = 9,6 ?
О 0М2 0,04
О
0,2
0,4 Qfi
0,08 Ш 0J2 Цкп
крибой /J
при этом m—mi и п=п5 ее
гласно данным табл. 11.1,
v0 и &?0 — скорость воздуха в
м/сек и разность
температур в град
при выходе струи
из воздухораспре-
воздухораспределителя;
Fo и Ьо — расчетные площадь
в я2 и ширина ще
ли в м при выходе
струи из воздухо-
воздухораспределителя
Знак плюс в подкоренных
выражениях формул A1.72) —
A174) употребляется при по-
подаче холоди )го воздуха csepxv
вниз, а знак минус — при пода-
подаче сверху вниз нагретого воз-
воздуха.
Воздух, поступающий из воздухораспределителей, воздействует на
обслуживаемую зону помещения, а также на находящихся там людей и
оборудование непосредственно приточной струей или эжектируемым ею
током воздуха, имеющим противоположное направление.
Основная струя может входить в О или РЗ своим краем, например,
при подаче по схеме /» если нижний край приточного отверстия нахо-
находится выше уровня этой зоны, а также при подаче воздуха по схемам //
и /// (см. рис. 11.1). В этих случаях следует поднимать нижнюю кром-
к\ выходного сечения воздухораспределителя на высоту Яр от пола
при которой скорость и разность температур в месте соприкосновения
лрая? струн сО или РЗ не будут выше определенных по формулам
Ч11.1 > A1.6) и (НЛО). При подъеме нижнего края воздухораспреде-
воздухораспределителя, создающего горизонтальные струи, на высоту Яр макс можно
обеспечить проход струй над О или РЗ, и, следовательно, скорость воз-
воздуха и разность температур на уровне этой зоны будут близки к нулю
Рис \\ 3 Поправочные коэффициенты /*СВ на вза
имодействие одинаковых параллельных компактных
или плоских есруй (шкала / и кривые 2—10), а так
же двух неполных веерных струй (шкала // и кри
вая /)
4- ?'} tgs/2 м
(? 77)
2
15
1
0,5
03
I
N
s
^^
r
\
>
/
\
\
-?
J
\
\
X
Is'
у
\ 3
1
?
?
/
A
I
Я
?
А
.У
|
?
>
1
1
1
При подъеме на высоту
Яр. 0,5 струи входят в О или
РЗ со скоростью vy =0,5vx
м/сек и при разности темпе-
температур Aty=0,5 &tx
Яр == Яр 0.5 =
= Л + х tg ?/4 ?. A1.78)
При расположении оси вы-
выпусков на уровне О или РЗ ско-
скорость vy=vx м/сек и разность
температур Aty=Atx град.
При расположении выпус-
выпусков на промежуточных высо-
высотах между h и Яр. 0.5 или Яр. 0.5
и Яр. макс скорости и разности
температур на границе О или
РЗ можно определять путем
линейной интерполяции.
В формулах A1.77) и
A1.78) приняты:
h — высота обслуживаемой или рабо-
рабочей зоны над полом (см. схему II
на рис. 11.1), обычно принимае-
принимаемая равной 2 м;
vx — максимальная скорость воздуха
в струе на расстоянии ? м;
?—длина горизонтального участка
струи воздуха (см. схему // на
рис. 11.1) в м; длина ? равна рас-
расстоянию до стены, до слияния
противоположно направленных
струй или до заданной точки на верхней границе О или РЗ, но не менее рас-
расстояния от сечения выхода струи воздуха до сечения, в котором параметры струп
отвечают условиям, определяемым по формулам A1.1) — A1.6) и A1.10);
? — полный угол расширения воздушной струи; при истечении из большинства воз-
воздухораспределителей, не имеющих устройств для расширения струи воздуха,
a=19-f-22°; при наличии направляющих угол расширения воздушной струи в
плоскости установки направляющих близок к углу установки жалюзи или ло-
лопаток, затем угол постепенно уменьшается и при х=11,зугро становится
равным 19—22°.
Кроме изменения осевой скорости неизотермической струи, выпу-
выпущенной вертикально вниз или под углом, приближающимся к верти-
вертикали, следует учитывать:
изгибание горизонтально выпущенных холодных ненастилающихся
воздушных струй и связанную с этим необходимость увеличения высо-
высоты расположения воздухораспределителя над О или РЗ;
возможность отрыва от потолка горизонтально выпущенных насти-
настилающихся холодных воздушных струй и связанную с этим возможность
попадания холодного воздуха в О или РЗ.
При горизонтальном выпуске воздуха струями, не настилающимися
на потолок (см. схему /// на рис. 11.1) для того, чтобы скорость воздуха
в точке К была равна vx, высота до нижнего края воздухораспредели-
воздухораспределителя Нох должна быть
0,3 0,5 0,7 0,9 1.0 U 1.3 1.5 UxnR
Рис. 11.4. Поправочные коэффициенты Кн
для неизотермичехжих струй при подаче воз-
воздуха вертикально сверху вниз
1 — охлажденного; // — подогретого; / — компакт-
компактные струи; 2 — плоские струи; 3 — веерные струи
¦? ?
> h — 0,5 ?? + у > Яр,
A1.79)
где
= 0,7
ж3
Нр—высота, определяемая по формулам A1.77) и A1.78);
Лр — высота отверстия, из которого выпускается воздух, в м;
345
Xn — заданное расстояние по горизонтали от воздухораспределителя до точки К в щ
? — геометрическая характеристика струи, определяемая по формулам A1.75) и
A1.76) при т=т1 и ?=?? (см. табл. 11.2).
US
аз
0.1
US
0,5
0,4
0,3
0,25
0,2
0,15
>
ч
\
?
\
V
-V
Рис. 11.5. Характеристика струи хо-
холодного воздуха, настилающейся и
затем отрывающейся от потолка
а — схема отрыва; б — график Для опре-
определения величины е
1,6 г 2$he
Если подача холодного приточного воздуха производится настильно
на потолок, то струя, находясь под действием сил тяжести, может отор-
ьаться от потолка (рис. 11.5, а), пройдя как настилающаяся струя рас-
расстояние:
для компактных струй
хн = 0,5 Zek; A1.80)
для веерных струи
?? = 0,4 Zek ,
A1.81)
где ?—геометрическая характеристика воздушной струи, вычисляемая по фор-
формулам ?(?11.75) и A1.76) при т=т2 и п=/г2 (см. табл. 11.1);
0.35-0,7 —!
ek = e b° — величина, определяемая по графику (см рис. 11,5 б);
h0 и Ьо — размеры, принимаемые по рис. 11.5, ? (для круглых отверстии
60=1,13/^0);
хн — горизонтальное расстояние (см. рис. 11.5,а).
В связи с отсутствием необходимых данных для расчета параметров
при входе струи в О или РЗ в случае отрыва струи от потолка расчет
следует вести как для ненастилающихся струй, руководствуясь схемой
/// на рис. 11.1.
Пример 11.1. Определить максимальный расход приточного воздуха через каж-
каждую из двух решеток типа РР серии ОВ-02-137 (вып. 4) размером 200X600 мм в ис-
исполнении Б, дающих неполные веерные струи (Fo=0,OQ6 м2).
Решетки должны быть установлены на высоте не более г/^2 м над уровнем О или
РЗ в помещении высотой Яп=5 м, шириной 12 м и длиной (в направлении приточных
струй) 6 м. Нормируемая скорость в О или РЗ составляет онорм =0,5 м/сек. Рабочая
разность температур Ato=5°, а допустимая в О или РЗ А/доп =0,5°.
Подача воздуха производится горизонтальными неполными веерньпми струями
Решение. 1. При общей высоте помещения 5 м все решетки, установленные на вы-
высоте 0,8-5=4 м и выше, дадут струи воздуха, настилающиеся на потолок. Принимаем
установку решеток над полом на высоте 2+2=4 м и производим расчет как для насти-
настилающихся неполных веерных струй воздуха. Следовательно, для расчета должна быть
выбрана одна из формул, приведенных в табл. 11.2. для определения начальной ско-
246
рости воздуха при выходе из решеток — формулы A1.23)—A1.25); для определения
разности температур Atx — формулы A1.51) и A152), для определения At ОбР— фор-
формула A1 53)
2 Находим отношение
х„ 6 + 5 — 2
= = 1,64>0,5.
[25
Это показывает, что приточные струи стеснены ограждениями помещения
3 Согласно указаниям, приведенным в табл. 11.2, величину начальной скорости ?0
определяем последовательно по формулам A1 24) и A1 25).
По формуле A1.24)
6 + 5 — 2
15,9 м/сек.
?0 1 =ПШ
2,5-1,13-0,65^0,096
Для расчета по формуле A1.24) были найдены входящие в нее величины /Сс=0,Ь5
и Кв = 1,13, как указано далее
х = 0,7 =0,7 « 1,15
V Fa ,/ 12-5
и по графику, приведенному на рис. 11,2, определяем /Сс=0,65. При расстоянии между
/ 6
¦решетками /=6 м и —=-—-—-^0,67 по графику, приведенному на рис 113, опре-
хп 6+5—2
деляем для двух струй коэффициент Кв = 1ДЗ.
4 По формуле A1.5) определяем скорость ?^=2·0,5=1 м/сек, а по формуле
A13) —скорость сОбр =0,5 м/сек
5. По формуле A1 25)
-о ? 2 -\[ 121
9 1 О щ/ о А Л
6 Таким образом, максимальный расход воздуха через решетку с площадью жи-
живого сечения 0,096 м2 при меньшей из найденных скоростей ?0 равен 9,·8 0,096 3600=
= 3390 мЦч.
7. Определяем воздухообмен в помещении
3390-2
- .„ ~ = 18,8 объема в 1 ч.
8 Находим максимальную разность температур между воздухом помещения и
струи по формуле A1 53)
&'5 °1
9 Проверяем по формуле A1 81), обеспечены ли условия настилания струи на всей
длине потолка Для этого определяем геометрическую характеристику струи по фор
чиуле A175), приняв m=l,41 mi=» 1,41-1,8=2,5 и я=1,41 л1=1,4Ы,2=1,7,
? = 5,45-2,5-9,8 1 / °'096 я 25,5.
V A,7-5K
Величину ek определяем по графику, приведенному на рис. 11,5, б
при ho/bo = l по условиям установки решеток
Тогда
хн = 0,4 25,5 0,705 = 7,19 м,
? е настилание струи обеспечено на всей длине потолка.
По формулам, приведенным в табл. 11.2, и схемам, приведенным на
рис. 11.1, можно рассчитать распределение воздуха через все применяе-
применяемые в настоящее время воздухораспределители, создающие компакт-
компактные или веерные струи, за исключением струй, направленных снизу
вверх. Подача приточного воздуха струями, выпускаемыми из-под окон
или у стен снизу вверх, по схеме, приведенной на рис. 11.6, находит все
большее распространение в многокомнатных зданиях. В расчетах сле-
следует учитывать, что наибольшая
высота, которой может достиг-
достигнуть вертикальная струя охлаж-
охлажденного воздуха, определяется по
формуле
A1.82)
Рис 11.6. Схема подачи приточного воз-
воздуха струей, направленной вверх
/ — приточный насадок; 2 — наружное ограж-
ограждение, 3 — верхний уровень зоны О или РЗ
Аг*
Максимальная площадь живо-
живого сечения на выходе воздуха,.
при которой возможна подача вертикальной струи холодного воздуха
общей длиной х„, направленной снизу вверх (по схеме, приведенной на
рис. 11.6), составляет
F
ж. с. макс
= 1,76-10
,—5
V—V4
- ' 'око ? т1
окр
1,14
М*. A1.83)
Здесь
?—коэффициент, равный для свободного фонтана 0,45 и при
фонтана на стену 0,64;
Щ—коэффициент, принимаемый по табл. 11.1;
Аг—критерий Архимеда, принимаемый равным для струй воздуха:
компактных и веерных неизотермических
настилании
Аг = Агк = 11,1
?/oV
A1.84)
плоских
Аг = Агп = 19,62
A1.85)
Fo и b0—площадь выходного сечения в м2 и ширина выходной щели возду-
воздухораспределителя в ж;
Lo — количество воздуха, выпускаемого через насадок, ?? м?/ч,
хп=у+1-+-(Нп—Л) — длина факела в м по схеме, лриведенной на рис. 1.1 Д при этом
/>0,7 1„м;
?/0=/?—tf0—рабочая разность температур воздуха помещения и выходящего
из воздухораспределителя в °С;
?0—скорость воздуха при выходе из воздухораспределителя в м/секшг
70кр—температура окружающего воздуха в °К.
Максимальная скорость воздуха, а также разность между темпера-
температурой помещения на границе зоны О или РЗ и максимальной темпера-
температурой в струе определяются по схеме //, приведенной на рис. 11.1, и фор-
формулами A1.20) —A1.28) и A1.48) — A1.56), приведенными в табл. 11.2,
принимая величину хп, как указано для формулы A1.83), и сообразу-
сообразуясь со схемой на рис. 11.6 при Fn=HnB (где В — ширина помещения,
приходящаяся на одну струю, в м).
При недостаточной дальнобойности факела возможно образование
застойных зон в помещении.
Для помещений небольшой высоты B,6 м) рекомендуется подавать
холодный воздух через воздухораспределители, расположенные у пола
и обеспечивающие сравнительно медленное уменьшение скоростей в
248
струе (mi >4,5). Скорость при выходе из воздухораспределителя следу-
следует принимать не менее 2,5 м/сек при ???=11° и не менее 1,25 м/сек при
???=8,5°.
При использовании воздухораспределителей, обеспечивающих бы-
быстрое уменьшение скоростей в струе, при rrii-^.2 и ???=\\° необходима
скорость воздуха при выходе не менее 3,75 м/сек, а приАА)=8,5°—соот-
приАА)=8,5°—соответственно 2,5 м/сек.
При режиме нагревания помещения большие скорости выпуска воз-
воздуха дают лучшие результаты, чем малые; рабочая разность темпера-
температур для медленно затухающих струй воздуха рекомендуется 15—20°, а
для быстро затухающих — 35—40°.
Пример 11.2. Рассчитать подачу воздуха (ем. рис. 11.6) из трех одинаковых ре-
решеток для ассимиляции тепла в помещении объемом 4 -5у5- 2,44=53,7 ж3 при удель-
удельных выделениях тепла 20,2 ккал/мя-ч, 17-кратном воздухообмене и высоте обслужи-
обслуживаемой зоны 1,8 м. Решетки устанавливаются в плинтусе над полом. Коэффициенты
приняты mi=4,5; тг=6,4 и «2=4,5.
Решение. 1 Определяем необходимую рабочую разность температур
20,2
?'?= 17-0,24.1,2 =4Л°·
2 Определяем количество подаваемого воздуха
Lo = 53,7· 17 = 912 м3/ч, или по 304 м?/ч из каждой решетки.
3. Находим максимальную площадь каждой из трех выпускных решеток при не
обходимой длине факела по формуле A1.83) и схеме, приведенной на рис. 11.6.
хп = 2,3 + 0,7-5,5+ B,44—1,8) = 6,79 м;
^ж. с. мякг = 1,76-10
304
l/ *.l \f 6.793
V 291 У 4,5
1.14
= 0,04 м2.
4 Определяем скорость выхода воздуха из каждой решетки
304 п
"'= 3600-0,04 =2'
При величине т2=6,4 из решетки выходит компактная струя, поэтому для расчета
нужно выбрать формулы из числа относящихся к решеткам с параллельными направ-
направляющими, т. е. формулы A1.20) — A1.22) и A1.48) — A1.50). При хп=6.79 *'
3 V Fn 1/3,25
Это показывает, что для расчета подходит формула A1.21).
5. Находим скорость воздуха в месте входа струи в обслуживаемую зону
т2КсКв V Fo 6,4.0,73-1 1^0,04
?? = ?0 = 2,1 = 0,29 м/сек ss 0,3 м/сек
хп 6,79
_ 0,7 хп 0,7-6,79
В расчет введена величина /Сс=0,73, найденная при х= —zr~ = — =
VFn /3,25
=2,6 по лривой 1 на рис. 11.2.
Коэффициент /Св = 1, так как
-i-_-!?._ о.»>о.н
(ом. график на рис. 11.3).
6. Находим разность температур в месте входа струи в рабочую зону по формуле
A1.49)
Полученные результаты расчета показывают, что скорость воздуха и разность
температур в обслживаемой зоне соответствуют нормируемым СНиП П-Г 7-62.
249-
b ?? или в,
2. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗДУХА ЧЕРЕЗ ПОТОЛОЧНЫЕ
ПЕРФОРИРОВАННЫЕ ПАНЕЛИ
Перфорированные потолочные панели применяют для распределе-
распределения больших удельных количеств воздуха с целью достижения мини-
минимальной скорости воздуха в обслуживаемой или рабочей зоне (главным
образом в низких помещениях). Этот способ обеспечивает резкое сни-
снижение скорости воздуха и выравнивание температур в непосредствен-
непосредственной близости к месту его выпуска.
Основной характеристикой перфорированной панели является коэф-
коэффициент живого сечения
Кж с = ~^- = 0,785 (-?-)*, A1.86)
^пан \ * /
где ^ж.с — площадь живого сечения в м2,
^пан— площадь панели в м2,
d — диаметр отверстий в м,
t — шаг отверстий в м.
При равномерном коридорном расположении О1верстий шаг равен
расстоянию между осями отверстий, а при равномерном шахматнОхМ
расположении — диаметру касающихся окружностей, проведенных из
центра отверстий. В других случаях коэффициент /Сж. с определяется из
прямого отношения площадей Fx. c/Fn&n.
Хорошего распределения воздуха в зоне обслуживания достигают
при выпуске его из перфорированных панелей с шагом отверстий t>
>· 4 d, что соответствует живому сечению панели
менее 5% ее полной площади; применяют па-
панели, у которых живое сечение доходит до 0,2%.
Перфорированные потолочные панели изго-
изготовляют квадратными, прямоугольными и круг-
круглыми
Схема изотермической струи, выходящей из
отдельной перфорированной потолочной панели,
которая занимает небольшую часть потолка, при-
приведена на рис. 11.7 (по данным канд. техн. наук
М. И. Гримитлина, ЛИОТ). Струя имеет участок
формирования длиной хи начальный (Х2—??) и
основной (хх —jc2) в м. На участке формирова
ния из отдельных струй образуется общая струя,
которая затем развивается по законам для ком-
компактных струй.
Угол раскрытия общей изотермической струи,
выходящей из круглой перфорированной панели,
практически постоянен и равен 18—20°. При вы-
выходе из прямоугольных панелей с отношением
сторон Ьо: а=\0~20 на расстоянии до 15 Ьо струи раскрываются под
тем же углом 18—20° во все стороны.
Участок формирования общей изотермической струи, выходящей из
перфорированных панелей, имеет длину
х1 = Ым, A1.87)
а расстояние от панели до начала основного участка струи, выходящей
из круглых, квадратных и прямоугольных вытянутых панелей,
Рис 11 7. Схема изотер
мической струи, выходя-
выходящей из перфорированной
панели
хг = 4 Ьо м.
Здесь t— шаг между осями отверстий в панели в м;
Ьо — ширина панели в м, для круглых панелей bQ = 0,89
аметр панели).
(гДе
A1.88
—Ди-
250
Если перфорированные панели непосредственно связаны с системой
воздуховодов (рис. 11.8), то, по данным М. И. Гримитлина, верхний пре-
предел скоростей воздуха при выходе из отверстий о0 в м/сек ограничива-
ограничивается акустическими условиями и заданной скоростью воздуха в О или
РЗ, а при наличии камеры дав-
давления также и условиями ее гер-
герметичности. Рекомендуется при-
принимать скорость воздуха Уо<^
¦^4 м/сек.
Рабочая разность температур
при подаче холодного воздуха до-
допускается до Ato=*ta — ??< 15°,
при условии обеспечения задан-
заданной температуры в О или РЗ (tn
и t0 — температура воздуха в О
??
Л
через
Рис. 11.8. Способы подачи воздуха
перфорированные панели
А — непосредственно связанные с воздуховодами,
Б — связанные через камеру давления; / — пер-
перфорированная панель; 2 — воздуховод; 3 — каме-
камера давления
или РЗ и при выходе из отвер-
отверстий панели).
Перфорированные панели сле-
следует размещать на потолке поме-
помещения в виде полос, квадратных или круглых участков, общая площадь
которых 2,Рпан, как правило, не должна превышать 50% общей площа-
площади потолка.
При значениях ?FnaH< o,5 Fn0T и когда верхняя граница О или
РЗ помещения находится в пределах начального участка струи х=
= ? ? —h<cA b, среднюю из максимальных скоростей воздуха на задан-
заданном расстоянии ? в м от панели, сопоставимую с нормируемой скоро-
скоростью воздуха, следует определять по формуле М. И. Гримитлина
м/сек,
A1.89)
а среднюю из максимальных разностей температур воздуха в О или РЗ,
сопоставимую с допустимой разностью температур воздуха,— по фор-
формуле
? /х, , = ? tt
К* -| f &Ж. С
с /Сн У ?
град,
A1.90)
где
Щ — скорость воздуха при выходе из отверстий в м/сек;
ш0 — рабочая разность температур в град;
ж. с—коэффициент живого сечения панели в долях единицы;
?—коэффициент расхода; при нормальном подводе воздуха к панели, напри-
например, из камеры давления (см. поз. 3 на рис. 11.8), ?=0,75 при 6<0,5d и
?=1 при 6>d (где б — толщина панели; d — диаметр отверстия); при вы-
выпуске воздуха через панели, присоединенные к воздуховодам равномерной
раздачи (см. поз. 2 на рис. Ц.8) ?=0,5;
Кв—коэффициент для учета взаимодействия струй, выходящих из расположен-
расположенных рядом панелей (см. рис. 11.3);
Кс — коэффициент для учета стеснения струй (рис. 11.9, где^ поти Вх — соот-
соответственно площадь и ширина потолка, приходящиеся на одну панель);
Кн — коэффициент для учета неизотермичности струй, определяемый при вы-
выпуске холодного воздуха по графику (рис. 11.10); при этом величина А
на абсциссе графика равна для панелей:
квадратных и круглых
А = 0,009
A1.91)
вытянутых прямоугольных
А = 0,01
A1.92)
251
пан — площадь круглой или квадратной панели в ж2;
Ьо— ширина прямоугольной вытянутой панели в м;
х=Нп—h м;
Нп — высота помещения в м;
к — высота обслуживаемой или рабочей зоны в м.
. О 0.5 W 1.5 2,0 25 3,0 3.5
b
4,6
4,2
3,8
3,4
3,0
2.T
2.0
(.36.
1,8
U
1A
1,2
У\
л
r- \ ? ? ? inn ? ? ? mini ? ill
0,1 0,2 OJ 0,5 0.7 ? tJ34 56 8 10 1520 30 50/t
Рис. 11.9. График для определения коэф- Рис. 11.10. График для определения ко-
фициента стеснения струй воздуха К с эффициента неизотермичности струй
? — выходящих из квадратных и круглых па- воздуха Ка
нелеи; о — выходящих из вытянутых прямо-
прямоугольных панелей
Для прямоугольных панелей при тех же условиях SFnaH-<0,5 Fnol>
но когда граница О или РЗ находится в пределах основного участка
струи (х=Нп~Л>4 Ь0)у средняя из максимальных скоростей воздуха,
сопоставимая с нормируемыми его скоростями, определяется по форму-
формуле М. И. Гримитлина
fx, 2 = Ух, ? т Л/ — м/сек,
а средняя из максимальных разностей температур в О или РЗ
? tXt 2 = ? tx. ? ? y~ град.
Для квадратных и круглых панелей соответственно:
?>х. з = 1,13 ??> ? т ——^^- м/сек;
?/?> з = 1,13 ?/?> ? ?
град,
A1.93)
A1.94)
A1.95)
A1.96)
где m — коэффициент, характеризующий падение осевых скоростей в струе; для квад-
квадратных и круглых панелей при нормальном подводе воздухе т = 4, для прямо-
прямоугольных вытянутых панелей при нормальном подводе воздуха т — 2, для ьсе\
панелей при касательном подводе воздуха из воздуховодов равиомерной пода
чи т=1,8;
252
? — .коэффициент, характеризующий уменьшение разности и температур
струи и приблизительно равный 0,82.
Остальные обозначения — по предыдущему.
по оси
Если воздух выпускается через перфорированные панели, занимаю-
занимающие всю площадь потолка ?Fпaн=Fпoт> то среднюю из максимальных
скоростей воздуха, сопоставимую с нормируемой его скоростью, следу-
следует определять по формуле
vx= 1,2 v0Kn
Ml сек,
а среднюю из максимальных разностей температур
г~
ж· с град,
кн
У
?
A1.97)
A1.98)
где
i— коэффициент, характеризующий падение количества движения на участке
формирования струи (рис. 11.11);
н—коэффициент для учета неизотермичности струи на участке ее формиро
вания при
? t0 d
л = 0,1 —г--
Дж с V ?3
диаметр отверстия в м
Остальные обозначения аналогичны приведенным для
A1.90).
A1.99)
формул A1.89) и
i
0.20 "V
0,10
456 7
5 3 2 15 1 0.8
05 04 Ю0Нтс°/о
Как показали исследования М. И. Гримитлина, увеличение скоростей
под влиянием гравитационных сил при подаче воздуха через перфори-
перфорированный потолок происходит главным образом на участке формирова-
формирования струи (?? — Ы, см. рис. 11.7),
а затем влияние гравитационных i
сил практически не сказывается.
Для соблюдения возможно более
равномерных скоростей движения
воздуха и температур в О и РЗ не-
необходимо обеспечить равномерный
выпуск воздуха из перфорирован-
перфорированных панелей потолка. Для этого, на-
например, устраиваются сети воздухо-
воздуховодов внутри подшивного потолка,
из которых воздух равномерно вы-
выпускается вверх по направлению к
перекрытию и, растекаясь по нему, поворачивает вниз и выходит через
отверстия панели (см. рис. 11.8).
Пример 11.3. Определить среднюю из максимальных скоростей движения возду
ха vx в м/сек и разность температур Atx при выпуске воздуха через пять перфориро
ванных панелей размером 5,5X0,44 ж Коэффициент живого сечения каждой панели
/Сж>с=0,04. Помещение имеет площадь 6X6=36 м2 и высоту Нп =4,2 м. Расстояние от
панели до границы обслуживаемой зоны х=Нп — /? = 4,2—2 = 2,2 м, расстояние между
панелями 1,2—0,44=0,76 м, скорость воздуха при выходе из отверстий t>o = 3 м(сек при
общем расходе воздуха 6200 мг1ч. Воздух подводится к панели из камеры 3 (см
рис. П.в), а поэтому коэффициент т=2 и /г=О.в2 т.
Тепловая нагрузка помещечия по I варианту 13 500 шал/ч и по II варианту
4500 ккал/ч
Решение. 1. Определяем рабочую разность температур воздуха
по I варианту
Рис 1111 График для определения ко-
коэффициента ? при ? ^пан=^пот
13 500
и по II варианту
0,288-5200
4500
0,288-5200
= 3"
253
2. Длина начального участка общей струи воздуха, определяемая по формуле
A1.88), равна #2=4·0,44 =1,76, следовательно, начальный участок кончается выше
границы обслуживаемой зоны, расстояние до которой х=2,2 м.
Обслуживаемая зона находится в пределах основного участка струи. Общая пло
щадь панелей 5,5-0,44-5= 12,1 м2 составляет 34% площади потолка, поэтому скорость
воздуха vx рассчитывается по формулам A1.93) и A1.89).
3. При ?/?=9° получим
/0,04-0,44
~JJ^J5~ * °'56
Здесь учтено, что
? 2,2 b0 0,44
- 1,84 и -f-= —^-—-0,37.
?? 1,2 Вг 1,2
4 По графику, приведенному на рис. 119, в, находим величину коэффициента стес-
стеснения струи /Сс=0,46.
По формуле A1.92) величина
т/
У
2·23
),44-0,04
Следовательно, по графику, приведенному на рис. 11 10, величина коэффициента
неизотермичноста струи Дн = 1,96.
Отношение расстояния между панелями /=0,76 м к длине струи от выхода из па-
панели до О или РЗ, равной хп=2,2 м, составляет 0,76: 2,2=0,345>0,14, а поэтому по
графику, приведенному на рис. 11.3, коэффициент взаимодействия струй /Св = 1.
По II варианту при величине ?^>=3? аналогичные расчеты дают лн = 1,44 и
1,44
IV = 0,56 ¦ =0,41 м/сек.
х 1,94
5 Находим величину ??^?? формулам ?A?1.94) и A1.90) при ?/?=9°
1 -» / 0,040,44
ТЖ V-tr
По II варианту при ?«?=3° пропорционально начальным разностям температур »
коэффициентам неизотермичности получим
3-1,96
?''.»-1·7????=0·8··
Таким образом, приемлемым является II вариант, когда скорость воздуха и раз^
ность температур лежат в пределах, нормируемых СНиП ПТ.7-62.
3. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗДУХА ЧЕРЕЗ ЛЮМИНЕСЦЕНТНЫЕ
СВЕТИЛЬНИКИ1
Распределение воздуха через люминесцентные светильники, вмонти-
вмонтированные в конструкции подвесного потолка удешевляет и упрощает-
системы кондиционирования воздуха; сокращает поступление тепла в
помещение путем отвода части тепла при вытяжке воздуха через све-
светильник и за счет уменьшения количества тепла вследствие повышения
светоотдачи ламп при их охлаждении—всего до 25%.
НИИ санитарной техники совместно с ВНИИ светотехники и Риж-
Рижским светотехническим заводом в 1967—1968 гг. приступили к внедре-
внедрению в практику проектирования и строительства следующих отечествен-
отечественных светильников, совмещенных с воздухораспределителями:
1) ВЛК-4Х80 с общей мощностью ламп 320 вт, предназначен для уста-
установки в производственных зданиях, которые имеют технические этажи
гак как требуют обслуживания сверху; 2) ВЛКН-2Х40 с общей мощ-
мощностью ламп 80 вт, предназначен для установки в общественных зда-
зданиях и обслуживания снизу.
1 По материалам канд. техн. «аук А. Г. Аничхи'на и инж В. Ф. Ефимкиной.
251
Общий вид этих светильников приведен на рис. 11.12.
Воздухораспределительное устройство светильника ВЛК-4Х80 мо-
может работать как на приток, так и на вытяжку воздуха из помещения.
1320
Рис. 11.12. Люминесцентные светильники с устройством для распределения.
воздуха
а — светильник ВЛК-4Х80, продольный разрез б — то же, поперечный разрез, в—светиль-
в—светильник ВЛНК-2Х40, поперечный разрез; г — то же, продольный разрез; / — присоединительный
патрубок, 2 — рассеиватель света; 3 — отверстия для выпуска воздуха; 4 — лампы; 5 — рег>
лирующий клапан, 6 — канал для вытяжки
При работе светильников на приток перед выходными щелями уста-
устанавливаются направляющие соты, которые устраняют снос воздушного^
потока в сторону, противоположную подводу воздуха. Для создания
направленного потока воздуха в рабочую зону помещения щели в опор-
опорной раме снабжены козырьками, расположенными под углом 50—55° к
горизонту. С системой воздуховодов светильник соединяется гибким ру-
рукавом. Количество воздуха, проходящего через светильник, изменяется
с помощью регулятора расхода, установленного в патрубке.
В табл. 11.3 приведены результаты теплотехнических испытании
светильника ВЛК-4Х80, которые можно использовать при проектиро-
проектировании воздухораспределения и теплотехнических расчетах системы.
Приточная струя, выходящая из воздухораспределителя ВЛК, рас-
распространяется прямолинейно, при этом ось струи наклонена под углом
67° к плоскости пола. Значения скорости воздуха на оси приточной
струи приведены в табл. 11.4.
Данные этой таблицы позволяют определить воздушную нагрузку
воздухораспределителя по заданной или допускаемой санитарными нор-
нормами скорости воздуха в рабочей зоне.
Значение коэффициента местного сопротивления воздухораспредели-
воздухораспределителя светильника ВЛК, отнесенное к скорости воздуха в /патрубке при
работе на приток, равно 2,1, а при работе на вытяжку — 3,5.
Таблица
Светотеплотехнические характеристики светильника ВЛК-4х80
113
работы
Режим
При-
Приток
»
Вы-
гяжка
Температура возду-
воздуха, поступающего
в светильник, в °С
15
20
25
30
35
40
15
20
25
30
35
40
15
20
25
30
35
40
со to to —
о сл оел
15
20
25
30
Относительное уве-
увеличение освещен-
освещенности
1,25
1,27
1,25
1,20
1,13
1,08
1,25
1,27
1,27
1,23
1,17
1,10
1,22
1,26
1,26
1,25
1,20
1,15
1,10
1,20
1,20
1,15
1,13
1,22
1,21
1,17
Мощность, потреб-
потребляемая светильником,
в вт
400
395
385
385
380
380
410
400
400
390
385
380
410
400
395
390
385
380
395
390
385
375
400
390
385
375
Расход воздуха
В Л3/Ч
1000
1500
2000
1000
1500
Доля тепла,
поступающего
в помещение
через
рассеиватель,
в %
радиа-
радиацией
12
14
16
17
20
24
10
11
14
16
20
24
10
11
14
16
20
24
22
19
18
17
18
18
18
17
конвек-
конвекцией
2
3
4
4,5
5
6
3
4
5
6
7
8
3
4
5
6
7
8
со со со со
6
6,5
7
7
Доля тепла в %,
идущего на нагрев
воздуха, в зависи-
зависимости от температу-
температуры воздуха на тех-
техническом этаже
в °С
15
80
71
59
51
38
24
82
74
63
51
38
25
83
75
64
54
39
28
72
71
68
67
76
72,5
69
65
25
87
83
75
67
55
41
88
85
77
66
54
42
88,5
88,5
78
69
56
45
75
75
73
72
77
76
73
71
35
89
86
81
79
70
57
90
88
83
78
69
57
90
88
83
79
70
61
76
78
77
77
78
77
76
74
Доля тепла в %, по-
поступающего на техни-
технический этаж, в зави-
зависимости от темпера-
температуры воздуха на
техническом этаже
в %
15
6
12
21
28
37
46
5
11
18
27
35
43
4
10
17
24
34
30
3
7
11
13
0
3
6
11
25
J
0
5
12
20
29
—1
0
4
12
19
26
—1,5
—0,5
3
9
17
23
0
3
6
8
— 1
—0,5
2
5
35
СО СО —? О Ю СО
III
з
—3
—2
0
4
11
—3
з
2
j
3
7
— 1
0
2
3
2
1
1
Таблица 114
Максимальная скорость воздуха
приточной струи на различном удалении
от выпускных отверстий
воздухораспределителя ВЛК-4Х80
Таблица 115
Характеристика светильника
ВЛКН-2Х40
Расстояние от
выходной
щели
по вер-
икали
1
2
3
4
5
6
7
в м
по
гори-
горизонтали
0,43
0,86
1,29
1,72
2,15
2,58
3,01
в
Скорость на
м/сек при ?
ха через
500
0,
о,
о,
о,
о,
о,
о,
5
27
21
18
16
15
14
оси струи
засходе
светильник
1000
1
о,
0,
0,
0,
о,
о
53
42
36
33
3
27
1500
1
0
0
0
0
0
0
,5
,75
,6
,52
,47
,42
,39
воэду-
в м1
/«
2000
1,
0,
0,
0,
0,
0,
о,
9
97
77
67
6
54
5
Условия рабэт ? све-
светильника
Без охлаждения
С охлаждением вы-
вытяжным возду-
воздухом
?
Ш ~-~·
s a
X S m
<u a
*is
?> ? ?
Разр
ча п
толк
1
3,2
5,4
7,6
га
л
tr-
о
о
а
I
Осве
100
108
109
109
109
?
?- О ОЭ
а я
и * ?
s ·** it
с: *" Ё!
2 и я
О о и
40
23
20
18,8
17,4
3
о
к
II
100
102
102
104
106
Воздухораспределитель светильника ВЛКН-2Х40 может одновре-
одновременно работать на приток и на вытяжку. Он представляет собой съем-
съемную камеру, расположенную над светильником. Для соединения с при-
приточным воздуховодом в центре камеры предусмотрен патрубок диамет-
диаметром 150 мм с фланцем.
При работе на приток воздух из воздуховода поступает в патрубок,
проходит между стенками камеры и через отверстия в отбортовках кор-
корпуса светильника попадает в помещение. Для удаления воздуха из по-
помещения в светильнике между торцами корпуса и панели предусмотре-
предусмотрены отверстия, через которые воздух поступает в полость расположения
пускорегулирующей аппаратуры и ламп. Нагретый воздух через отвер-
отверстия в верхней части панели и корпуса выдавливается в пространство
над подшивным потолком. Характеристика светильника ВЛКН-2Х40
приведена в табл. 11.5
Для регулирования количества приточного воздуха предусмотрен
тарельчатый клапан, управление которым выведено в помещение.
Экспериментально установлено, что при подаче приточного воздуха
в количестве 300 м3/ч с температурой на 10° ниже температуры воздуха
в помещении скорость воздуха на расстоянии 0,7 м от воздухораспре-
воздухораспределителя не превышает 0,3 м/сек.
Количество вытяжного воздуха, проходящего через светильник, в
зависимости от разрежения за подшивным потолком может быть опре-
определено по формуле
L = 91,5~|/~7Г м3/ч, A1.100)
где Я — разрежение воздуха над потолком в кГ/м2.
Глава 12
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
1. УДЕЛЬНЫЕ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Согласно данным проектов ряда промышленных предприятий и
крупных общественных зданий, для устройства кондиционирования воз-
воздуха на 1 м3 подаваемого воздуха в 1 ч расходуется металл в следую-
следующих количествах (в кг):
1) на автономные кондиционеры1 — оконные «Азербайджан-2» —
0,17; шкафные «Харьков» — 0,2; шкафные IKC-12 — 0,33, шкафные
КСИ-12—0,3; шкафные КС-25—0,22; шкафные КС-50—0,2;
2) на местные кондиционеры1 КН-1,5—0,53; КН-3—0,37; КН-5—0,26,
КН-10—0,23; КН-20—0,18; испарительные типа КДИ-2,5—0,025;
3) на центральные кондиционеры — 0,1—0,2;
4) на воздуховоды: местных СКВ—0,03; центральных одноканаль-
ных СКВ—0,15—0,3; центральных двухканальных СКВ высокого дав-
давления—0,2—0,5.
1 На показатели автономных и неавюномных кондиционеров влияют особенности
конструкции корпусов и каркасов, типы примененных холодильных машин. насосов,
вентиляторов, электродвигателей и приборов автоматики
17 Зак 665 257
Для размещения оборудования требуется площадь, составляющая
5—20% площади обслуживаемых помещений.
Стоимость условного среднего центрального кондиционера (без на-
насосов, холодильного оборудования и автоматики), по данным харьков-
харьковского завода «Кондиционер», составляет при номинальной производи-
производительности: 40 тыс. м3/ч— 4,3 тыс. руб., 60 тыс. м3/ч— 6 тыс. руб.,
80 тыс. м3/ч — 8,5 тыс. руб., 120 тыс. м3/ч — 16,1 тыс. руб., 200 тыс. „и3/ч—
18,5 тыс. руб., 240 тыс. м3/ч — 20 тыс. руб.
Таблица 12 !
Стоимость кондиционирования воздуха на крупных промышленных предприятиях
Предприятие
Типовой главный корпус произ-
производства ацетатного шелка
Типовой химический корпус про-
производства капронового волокна:
многоэтажная часть
одноэтажная »
Опытная текстильная фабрика
Прядильные фабрики хлопчатобу-
хлопчатобумажных комбинатов
Итого в среднем без стоимо-
стоимости автоматики и системы холодо-
снабжения
Стоимость средств автоматичес-
автоматического регулирования B0 % ос-
основных затрат)
Стоимость системы холодоснаб-
жения (при расходе холода
3 ккал/ч-м3 и удельной стоимости
4 коп. за 1 ккал/ч)
1
Всего в среднем . . .
Площадь кондициони-
кондиционируемых помещений в мг
29 040
? 15 000
\ 10 800
63 600
14 240
—
—
—
—
—
Стоимость кон-
диционирова-
диционирования воздуха
в руб.
на 1 м2 кон-
диционируе-
диционируемой площади
здания
15,4
15,3
63,2
34,9
26,4
—
-
—
—-
—
на 1 ж' кон-
диционирован-
диционированного объема
здания
1,73
2,57
16,4
6,81
4,56
—
—
—
—
1
Производительность
приточных систем в м'/ч
2 400 000
1 180 000
1 354 000
6 969 000
977 500
—
—
—
—
—
Средняя кратность цир-
циркуляции по притоку
в 1/ч
9,26
13,3
32,5
21,45
11,9
7,6
—
—
—
—
Стоимость
1 м3/ч возду-
воздуха, вводимо-
вводимого в цех
18,6
19,4
50,5
31,7
38,6
28,3
31,2
6,2
12
^50
??
100
104
272
171
207
152
—
—
—
—
Удельная стоимость центральных кондиционеров (ориентировочная)
колеблется в пределах от 8,3 до 10,7 коп. на 1 м3/ч; удельная стоимость
автономного кондиционера типа «Харьков» составляет 123 коп. на
1 м3/ч, или 34 коп. на 1 ккал/ч производимого холода, а кондиционера
типа «Азербайджан» около 90 коп. на 1 м3/ч и около 20 коп. на 1 ккал)ч.
Удельная стоимость неавтономных местных кондиционеров Домодедов-
Домодедовского завода составляет 60—100 коп. на 1 м3/ч*. Стоимость систем кон-
* Стоимостные показатели кондиционеров зависят от
степени его механизации и автоматизаци ?
масштабов производства.
258
лиционирования воздуха (СКВ) согласно данным, приведенным в
табл. 12.1, в среднем равна 31,2 коп. на 1 м3 подаваемого воздуха в 1 ч,
или 161% стоимости систем отопления, вентиляции и горячего водо-
водоснабжения здания.
На опытно-текстильной фабрике затраты на санитарно-технические
устройства составляют 10% стоимости фабрики. Эти затраты распреде-
распределяются следующим образом: стоимость системы кондиционирования
воздуха 50,5%; стоимость автоматики 4,5%; стоимость артезианского
водоснабжения 13,5%; прочие затраты 31,5%. Расход стали на воздухо-
воздуховоды и их крепления составил около 17,8 кг на 1 м2 развернутой площа-
площади здания, или 0,3 кг на 1 м3 подаваемого воздуха в 1 ч, при общей за-
граге стали на все здание 64,5 кг на I м2 развернутой площади, т. е.
около 27,5%.
По данным Ленпромстройпроекта [6] удельная стоимость техноло-
технологической части СКВ, вентиляции и реконструируемых систем отопления
и теплоснабжения здания Зимнего дворца в Ленинграде, занятого кар-
картинными галереями Эрмитажа, составляет около 1,35 руб. на 1 мъ/ч
производительности кондиционеров.
По данным отечественных проектов, стоимость систем кондициони
рования воздуха колеблется в пределах от 0,3 до 1,5 руб., но в большин-
большинстве случаев для промышленных зданий составляет около 0,5 руб. на
1 м3 подаваемого воздуха в 1 ч (см. табл. 12.1).
Кратность циркуляции воздуха в помещениях, обслуживаемых СКВ,
обычно находится в пределах от 5 до 20 1/ч (в большинстве случаев она
равна 12 х/ч). Стоимость основных сооружений СКВ, отнесенная к 1 м3
кондиционируемого объема, колеблется от 1,5 до 20 руб/м3 и обычно на-
находится в пределах от 2 до 5 руб/м3.
Для зрелищных предприятий, залов собраний, столовых и рестора-
ресторанов стоимость СКВ относится к одному посадочному месту. На одно
место приходится от 50 до 100 м3/ч (как правило, около 60 м3/ч) возду-
воздуха, подаваемого кондиционерами. Средняя стоимость кондиционирова-
кондиционирования воздуха для этих зданий составляет около 30 руб. на одно посадоч-
посадочное место.
Стоимость крупной (порядка 30 млн. ккал/ч) холодильной станции
за 1 ккал/ч, по данным ВНИИХолодмаша, составляет: при аммиачных
поршневых машинах —2,75 коп. A00%), при аммиачных турбокомпрес-
турбокомпрессорах— 3,5 коп. A27%), при фреоновых поршневых и фреоновых тур-
турбокомпрессорах— 12,2 коп. D44%), при пароэжекционных машинах —
2,72 коп. (99%), при водо-аммиачных абсорбционных машинах — 5 коп.
A82%), при бромисто-литиевых абсорбционных машинах, работающих
на паре низкого давления,— 2,75 коп. A00%), а на горячей воде —
5,55 коп. B02%).
По данным Сантехмонтажпроекта [4], удельная стоимость па
1 ккал/ч производительности малых и средних холодильных станций ко-
колеблется в следующих пределах: при фреоновых по'ршневых маши-
машинах— 15—20 коп., при аммиачных поршневых машинах —3—5 коп.,
при пароэжекционных машинах— 1,5—2 коп.
По проекту артезианского водоснабжения для опытной текстильной
фабрики в Москве удельные первоначальные затраты на устройство 'Во-
'Водопровода из четырех скважин общей максимальной производительно-
производительностью 300 м3/ч составляют около 214 руб. на расход воды 1 м3/ч. Это со-
соответствует стоимости одной установочной 1 ккал/ч холода при нагре-
нагреве воды в кондиционерах: на 3° — 7,1 коп., на 4° — 5,4 коп., на 5° —
4,3 коп., на 6° — 3,6 коп.
В табл. 12.2 приведена полная стоимость СКВ (включающая стои-
стоимость воздухоохладителей, воздухонагревателей, вентиляторов, возду-
воздуховодов, холодильного оборудования и систем автоматики и регулиро-
регулирования) по данным справочника Американского общества инженеров по
17* Зак 665 259
отоплению, вентиляции и кондиционированию воздуха [15] Для систем
комфортного назначения в помещениях большого объема (универмагов
и промышленных зданий) приняты подача воздуха в размерах 27,4 м3/ч
и удельный расход холода 97 ккал на 1 м2 пола.
Таблица 12 2
Удельные капитальные затраты на СКВ
(по данным справочника [15])
Произво-
дитель-
дительность
системы
кондицио-
кондиционирования
воздуха
в тыс
м3 [ч
1
21,2
42,5
64
85
130
170
212
255
340
425
Удельная стоимость
в коп.
холодиль-
холодильного
оборудо-
оборудования
на
1 ккал/ч
2
8,3
7,5
7,1
6,8
6,5
6,4
6,2
6,1 '
5,5
5,3
оборудо-
оборудования
и сетей
систем
СКВ на
1 м3/ч
з
56
52
50
49
48
48
47
46
45
44
Суммарная удельная
стоимость
СКВ, включая холодильную стан-
станнит
на 1 ккал/ч
производи-
производительности
холодильной
станции
в коп.
4
23
22
21
20
19,5
19,2
18,8
18,4
17,5
17
на 1 м2
пола
обслужи-
обслуживаемых
помещений
в руб
5
22
21
20
19,2
18,8
18,6
18,2
17,8
17
16,5
на 1 м3]ч
воздуха,
подаваемого
кондицио-
кондиционерами,
в коп.
6
82
76
73
70
69
68
66
65
62
60
Удельная стоимость оборот-
оборотной системы водоснабжения
для охлаждения конденса-
конденсаторов, отнесенная к 1 ккал/ч
производительности холо
дильной станции, в коп
при
устрой-
устройстве
градирен
7
—
.—.
1,56
1,5
1,44
1,38
1,32
1,28
1,2
при
установке
оросительных
конденсаторов
8
5,7
4,65
3,6
2,7
1,8
—
_
—
—
—
Суммарная удельная стоимость систем, пересчитанная по курсу
90 коп. за 1 доллар, приведенная в табл. 12.2, относится к случаю снаб-
снабжения конденсаторов водой из городской сети или из артезианской
скважины. При снабжении водой из системы оборотного водоснабжения
расчет стоимости следует производить, ориентируясь на данные графы
4 и прибавляя к ней стоимость оборотного водоснабжения, приведенную
в графах 7 или 8.
Данные табл. 12.2 достаточно близки к отечественным данным.
Ориентировочная потребность в холоде для СКВ приведена в
габл. 12.3.
Таблица 12 3
Потребность в холоде для некоторых зданий [8]
Тип здания или помещения
Единица измерения
Потребность
в холоде
в ккал/ч
Жилые здания
Многоэтажные жилые и административные зда-
здания
Театры, кино
Залы собраний
Закусочные, рестораны
Герметические здания, инженерные и лабора-
лабораторные корпуса
На 1 ж2
То же
На одно посадочное мес-
место
То же
На 1 ж2
50—60
90—120
150—200
200—250
300—380
150—250
260
В США стоимость СКВ по отношению к общей стоимости строитель-
строительных работ при возведении зданий составляет: для многоэтажных кон-
конторских зданий около 16—18%, для жилых домов 5—6%, для больниц
15%, для промышленных зданий б—17%, для складских помещений
3—8%, для лабораторий 3—8% [5].
Таблица 12 4
Сравнительные данные о стоимости различных санитарно-технических систем
для одного и того же многоэтажного здания [19]
Показатели
«g
га р
Q, о
—
8
100
_
ничес-
зентил
<" * S
30
50
10
150
2
Is
Возд:
OTOnj
30
120
9,5
170
11
я
§sS
я я ^
Возд1
OTOnJ
И ??
30
120
13
260
12,5
о
низко
;ния
СКВ
давл(
30
220
15
310
22
Д о о
Количество наружного воздуха в м^/ч на
одного человека
Общее количество воздуха в тыс. м3/ч . .
Капитальные затраты в % общей стоимости
здания
Эксплуатационные расходы в %
Увеличение объема здания, вызванное не-
необходимостью монтажа системы, в % . .
30
50
14,5
240
Данные о стоимости различных СКВ для одного и того же многоэтаж-
многоэтажного здания в Англии, приведенные в табл. 12.4, показывают, что приме-
применение искусственного холода увеличивает стоимость СКВ по сравнению
со стоимостью радиаторного отопления и механической вентиляции на
36—65%.
Отечественный опыт проектирования и эксплуатации водовоздушных
эжекционных систем весьма ограничен. Эжекционные доводчики выпу-
выпускаются в малых количествах и поэтому обходятся дорого, терморегуля-
терморегуляторы непосредственного действия изготовляются мелкими сериями на
опытном заводе, вследствие чего их стоимость высока. Все это не позво-
позволяет объективно оценить экономические показатели водовоздушных
эжекционных систем и наметить масштабы их внедрения. Для предвари-
предварительных суждений об экономических показателях водовоздушных СКВ
можно воспользоваться сравнительными данными вариантов расчетов,
приведенными в табл. 12.5 на основании отечественной и зарубежной ли-
литературы.
Таблица 12 5
Относительные величины капитальных и эксплуатационных затрат на различные
санитарно-технические системы (в %)
Вид затрат
Капитальные
Эксплуатационные
Радиатор-
Радиаторное
отопление
—
—
—.
—
100
—
—
Отопление
и
вентиля-
вентиляция
—
100*
—
100
190
100*
—
—
Автоном-
Автономные
кондици-
кондиционеры
103
105
—
100
—
—
87
120
Однока -
нальная
система
низкого
давления
100
100
—
129,5
—
—
_
100
100
Двух-
канальная
система
высокого
давления
150
160
—
134,5
—
375
_
109
135
Водовоз-
душная
эжекциоп-
ная
система
131
145
96
134,5
120**
334
47
103
100,7
Литератур-
Литературный
источник
[1]
[1
[2
[18
[19
[3]
m
[20
[1]
* Воздушное отопление, совмещенное с вентиляцией и охлаждением
** Без учета стоимости холодильных устройств
261
2. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Экономическая эффективность СКВ зависит в значительной мере от
их назначения. По этому признаку Ленинградский институт охраны тру-
труда (Л. В. Павлухин) предлагает делить их на шесть групп. При
-этом в две группы входят системы, устройство которых может повлечь за
собой повышение платы за использование помещений, например платы
за посещение кинотеатров или привлечение посетителей (покупателей в
магазины). Коммерческий подход не характерен для наших условий, по-
поэтому ниже рассмотрены следующие четыре группы систем кондициони-
кондиционирования воздуха.
I. СКВ технологического назначения для производств, в которых без
поддержания определенных параметров воздуха невозможно получение
продукции. Системы этой группы являются обязательной составной ча-
частью технологического оборудования. Поэтому нет необходимости и в
отдельной оценке их экономической эффективности.
II. СКВ технологического назначения для производств, в которых па-
параметры воздуха влияют на качество продукции и величину брака
(табл. 12.6). По отечественным данным в прядильных цехах при KB об-
обрывность нитей снижается на 14,5%, а производительность оборудования
увеличивается на 4%.
Таблица 12 6
Повышение производительности труда при кондиционировании воздуха
Наименования помещений
и работ
1
Административные здания . . .
Электрическая компания^ в
г. Чикаго
Помещения для работы радио-
радиооператоров
Угольные шахты .......
Листопрокатные цехи металлур-
металлургических заводов
Электротехнические предприя-
предприятия
Папиросонабивной цех ....
Прядильный цех хлопчатобу-
хлопчатобумажных тканей
Некоторые химические произ-
производства
Текстильная промышленность .
Группа
систем
2
IV
II, III
III
IV
IV
III, IV
III
II
IV
IV
Повышение
произво-
дительно-
дительности
труда в %
3
До 9,5
3,5
41
10
5, 20, 54
4
35
20
Литера-
Литературный
источник
4
128]
[11]
[25]
[26]
[23]
[22] и[27]
[9]
[10]
[28]
[12]
Примечание
5
Сокращение невыходов на
работу по болезни на
2,5%
Сокращение текучести
рабочей силы в 3 раза,
уменьшение брака на
68%
Сокращение числа оши-
ошибок в 7 раз
Сокращение невыходов на
работу по болезни на
20%
Сокращение брака в 1,3
раза
Сокращение невыходов
на работу по болезни
на 2,5%
262
Продолжение табл 12 6
Наименования помещений
и работ
1
Группа
систем
2
Повышение
произво-
дительно-
дительности
труда в %
3
Литера-
Литературный
источник
4
Примечание
5
Легкая промышленность . . .
Производство нейлоновых изде-
изделий
Швейное предприятие
Производство измерительных
приборов и регуляторов . . .
Часовое производство ....
Ряд заводов в южных штатах .
75 предприятий в штатах
Нью-Йорк и Нью-Джерси
50 различных предприятий в
штате Нью-Йорк
Работа стенографисток .
Работа трактористов
Откорм свиней
Выращивание цыплят
IV
IV
III и IV
IV
IV
IV
IV
IV
IV
IV
IV
IV
25—30
29
10
До 4,5
25
8,5
2
2—9
24
10—12
400
20—25
[24]
[И]
[22]
[22]
[24]
[И]
[24]
[12]
[Н]
—
[29]
[13]
Резкое сокращение теку-
текучести рабочей силы
Сокращение невыходов
на работу по болезни
на 25—30%, сокраще-
сокращение травматизма на
35 «/о
Сокращение брака от 2
до 25%
Данные НИИ санитарной
техники
III. СКВ комфортного назначения, не влияющие на производитель-
производительность труда, например при конвейерном производстве. Системы этой
группы дают экономический эффект вследствие снижения текучести ра-
рабочей силы, уменьшения невыходов на работу по болезни и сокращения
расходов на уборку помещений.
Текучесть рабочей силы в производственных помещениях в США при
кондиционировании воздуха снижается с 15 до 5%· После устройст-
устройства СКВ удается сэкономить до 67% средств на обучение новых рабочих.
Получаемая экономия иногда пре-
превышает расходы на эксплуатацию
СКВ.
Невыходы на работу по болезни
и другим причинам, по америкаы-
ским данным, после введения конди-
ционирования воздуха в среднем
снижаются на 15%.
В условиях СССР системы III
группы улучшают условия труда и
способствуют сохранению здоровья
трудящихся.
IV. СКВ комфортного назначения,
способствующие повышению произ-
производительности труда. По данным
G. Lehmann [23], при повышении эффективной температуры с 17 до
30°С (рис. 12.1) производительность труда рабочих снижается в среднем
со 100 до 30%.
•
*
•
• "Ч
'.
•
*
¦· ·
?
1 .
•
•
•
. .
•
4s
•
^ 20
10 17 14 16 18 20 72 24 26 28 30
Эффек/пибноя температура S °C
Рис. 12.1. Изменение производитель-
производительности труда в зависимости от эффек-
эффективной температуры
263
По материалам проф А. Е. Малышевой, при температуре и относи-
относительной влажности воздуха 26°С и 100% или 40°С и 19% производитель-
производительность труда снижается на 8%; при 29,4°С и 100% или 42,2°С и 28% —на
20%; при 33,6°С и 100% или 48,8°С и 33% —на 40%.
Увеличение производительности труда в течение теплого периода го-
года, окупающее применение небольших и средних СКВ, обратно пропор-
пропорционально годовой заработной плате рабочих (табл 12 7). Это означает,
кондиционирование воздуха выгодно вводить на предприятия с большим
числом рабочих высокой квалификации
Таблица 12 7
Увеличение
производительности труда
в течение теплого периода
года, оправдывающее
устройство небольших
и средних СКВ
элжитель-
теплого
да года
X
Прод(
ность
перио
в дня
70
140
ые расходы
рплату на
площади
в руб
Годов
на за
пола
с 240
195
1 145
1 97
( 240
195
145
1 97
[чение про-
ительности
, окупающее
в %
Увелк
извод
труда
СКВ,
3,3
4,3
5,7
8,8
2
2,3
3,2
5
Таблица 121
Повышение производительности труда
на предприятиях США
при оборудовании их СКВ
Предприятия
Фабрика кожевенных из-
изделий ....
Электротехническое пред-
предприятие (в летнее вре-
время)
Завод сервомеханизмов
(в среднем за год)
8.5
= э
0; S ??
I (t ?
a s
S^5
§«>.
8,5
3,5
?.7 :
H
ca
5,.*
о s ^
S s; о
g да [_
>.« 1
о >>?
37
80
41
В США считается экономически оправданным применение кондицио-
кондиционирования воздуха на промышленных предприятия в следующих случа-
случаях: 1) при величине производственной площади на одного человека ме-
менее 28 ??2; 2) при удельном расходе заработной платы более
270 долларов/м2-год; 3) при текучести рабочей силы более 15% в год;
4) при отношении стоимости трудовых затрат к себестоимости продук-
продукции 25% и более.
Для принятия положительного решения об устройстве кондициониро-
кондиционирования воздуха считается достаточным наличие хотя бы двух из этих ус-
условий.
В некоторых случаях повышение производительности труда за счет
кондиционирования воздуха весьма значительно, благодаря чему затра-
затраты на устройство СКВ окупаются в течение 15—33 месяцев (табл. 12.8)
Выход из строя СКВ на одном из заводов США вызвал повышение
температуры в цехе с 19,4 до 29,4°С, что привело к увеличению несчаст-
несчастных случаев на 40%.
Изучение (в течение пяти месяцев) показателей производительности
труда служащих административных учреждений США показало, что при
кондиционировании воздуха производительность труда повышается на
9%, а количество невыходов на работу снижается на 25%.
По данным злрубежной печати, СКВ на промышленных предприятиях
окупает себя полностью, если производительность труда рабочих повы-
повышается: в штамповочных цехах и кузницах — на 2%, при отделке метал-
металлических поверхностей — на 1,8%, при изготовлении инструментов — из
3 %, а в среднем — на 1,5%
264
Таким образом, в капиталистических странах прибыльность СКВ яви-
явилась основой интенсивного внедрения их в промышленные здания
(табл. 12.9).
В условиях Советского Союза стоимость СКВ крупных промышлен-
промышленных предприятий характеризуется данными, приведенными в табл. 12.1,
и обычно не превышает
Таблица
Относительное количество промышленных
предприятий США, оборудованных СКВ
Наименование
Г. Атланта (штат
Джорджия) . .
Г. Хьюстон
Техас) . .
(штат
Г. Даллас
Техас) .
(штат
Расчетные наруж-
наружные условия
, ?
= 45 о/0
= 35 С, ? —
57о/
t = 37,8°C,
? = 45 о/о
со 2 =
10
70
50
3 3
S ?
0,5 руб. на 1 м3/ч приточно- Таблица 12.9-
го воздуха. Годовая стои-
стоимость односменной эксплу-
эксплуатации систем составля-
составляет около 30% капитальных
затрат, или 0,15 руб/год на
1 м3/ч воздуха. Стоимость
эксплуатации СКВ в год
при подаче 100—500 мч/ч
воздуха на одного человека
составляет 1,25—6,25% ка-
капитальных затрат.
Технико - экономическая
эффективность устройства
СКВ в СССР для инженер-
инженерных корпусов, лабораторий
и проектных бюро заводов
иллюстрируется следующи-
мими данными: при капи-
капитальных вложениях в размере 16 руб. и стоимости эксплуатации СКВ.
6,4 руб. в год на 1 м2 площади затраты окупаются за 0,7 года.
40
70·
74
Литература
I Роцько В К Стоимость и экономическая эффективность систем кондицио-
кондиционирования воздуха ЦИНИС Госстроя СССР, 1968.
2. К а ? ? и с ?. ?., ? е к е ? Я. Д. Кондиционирование воздуха в современных mhoi o-
этажных зданиях. Научно-техническая информация. «Межотраслевые вопросы строи-
строительства», № 6. ЦИНИС Госстроя СССР, ,1967.
3 Карпис ?. ?., Гильгур Г. С. IV Международный конгресс по отоплению и
кондиционированию воздуха. «Водоснабжение и санитарная техника», 1968, № 1
4 Греч а ник Я. С Выбор систем кондиционирования воздуха для промышлен-
промышленных и гражданских зданий. В сб.: «Кондиционирование воздуха в промышленных и
гражданских зданиях». Госстройиздат, 1962.
5. Реферат 1522. Проектирование установок кондиционирования воздуха в США.
Реферативный журнал «Строительство и архитектура», № 20. ЦИНИС АСиА СССР,
1962
6. Мамкин П. П. Кондиционирование воздуха в зданиях Государственного Эр-
Эрмитажа в Ленинграде. В сб.- «Кондиционирование воздуха в промышленных и обще-
общественных зданиях». Госстройиздат, 1962.
7 Гоголина Т. В. Холодильные установки для систем кондиционирования воз-
воздуха. Экономические показатели. В сб.: «Кондиционирование воздуха в промышленных
и общественных зданиях». Госстройиздат, 1962.
8. ПекловА А Кондиционирование воздуха в промышленных и общественных
зданиях. Изд. 2-е. Изд-во «Буд1вельник», 1967.
9. Прохоров В. И. К 'методике технико-экономических сравнений систем кон-
кондиционирования воздуха. В сб.: «Отопление, вентиляция, кондиционирование возду-
воздуха» Изд. НИИСТ, 1965.
10. Горбунова Е. В, Солодкин А. Е. Результаты некоторых исследовании-
ионизации воздуха в производственных помещениях. «Технология текстильной про-
промышленности», 1966, № 15.
II Барка лов Б. В, Лесков Э. А. Кондиционирование воздуха в США. «Во-
«Водоснабжение и сантехника», 1963, № 4.
12. ? о н о к ? о в и ч Э. Это нам по плечу. «Экономика и жизнь», 1966, № 6.
265
13. Г ого лин А. А. Кондиционирование воздуха в мясной промышленности «Пи-
«Пищевая промышленность», 1966.
14. Shatalloff N.I. High Velocity Dual Duct Systems for Multy-Zone Instal-
Installations. «Air Conditioning, Heating and Ventilating», N 5, 1958.
15. Heating, Ventilating, Air Conditioning Guide, 1959, New-York.
16. «Heating, Ventilating Engineering and Journal of Air Conditioning*, N 1, 1961.
17. «The IHVE Journal», N 12, 1966.
18. Rise R. S . 5 Ways to Air Conditioning, «Buildings», N 9, 1953.
19. Laakso H. Be-und Entluftung von Laboratorien in der Chemischen Industrie
«Gesundheits Ingenieur», N 9, 1959.
20. Wilson ? . J . Classroom Conditioning. Compare Costs for 7 Systems. «Heating,
Piping and Air Conditioning», v. 37, N 1, 1965.
21. Bahnfolth D. Industrial Air Conditioning. «Heating, Piping and Air Condi-
Conditioning», N 7, 1966.
22. ? ?1 e ? A. G. Should an Industrial Plant be Air Conditionined? «Power»,
N 3, 1962.
23. Lehmann G. Praktische arbeitsphysioligie, Stuttgart, 1962.
24 Air Conditioning in Industry. «Modern Refrigeration», N 9, 1960.
25. Air Conditioning Manufacturing Areas Boots Worker Efficiency. «Air Enginee-
Engineering», N 10, 1965.
26. Beetfort. Environmental Warmth and its Measurement. M. R. C. War Memoran-
Memorandum, London, N 17, 1946.
27. Worth W. Credit Air Conditioning with Increased Production of Small Manu-
Manufacturing Plants. «Heating, Piping and Air Conditioning», N 10, 1964.
28. Fontain W. It Paus to Provide Comfort Cooling for Hogs. «Refrigeration
Engineering», N 12, 1955.
29. The Business of Air. «Air Engineering», N 11, 1966.
30. Kruger J. Einige Entwicklungstendenzen in der KHmatechnik., «Luft-und Kal-
tetechnik», N 1, 1966.
31. Grant W. A. From 36 to 56 Air Conditioning Cames of Age. «Heating, Pi-
Piping and Air Conditioning», N 1, 1957.
32. Dietzsch K. Klimaanlagen in Strassenfahrzeugen. «Heizung, Luftung, Haus-
technick», N 8, 1965.
33. «Luft-und Kaltetechnick», N 2, 1967.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие : : : : ,
Глава 1. Системы кондиционирования воздуха
1. Основные требования к системам кондиционирования воздуха ....
2. Классификация систем кондиционирования воздуха
3. Общие данные о центральных системах кондиционирования воздуха
4. Современные центральные многозональные системы кондиционирования
воздуха : : : : ,
5. Системы кондиционирования воздуха для термоконстантных помещений .
*>. Системы кондиционирования воздуха для особо чистых помещений . . .
7. Центральные двухканальные системы кондиционирования воздуха низкого
давления
8. Особенности центральных систем кондиционирования воздуха среднего и
высокого давлений : :
9. Местные и автономные системы кондиционирования воздуха .....
10. Центральные водовоздушные системы
П. Комбинированные системы .
12. Расчет каналов систем кондиционирования воздуха среднего и высокого
давлений ... ....
Тлава 2. Выбор параметров воздуха в кондиционируемых помещениях . .
Глава 3. Поступления тепла в помещения . :
1 Поступления тепла в теплый период года через непрозрачные внешние ог-
ограждения .
2. Поступления тепла через внутренние ограждения в теплый период года .
3. Поступления тепла через остекленные поверхности за счет солнечной ра-
радиации и теплопередачи в теплый период года
4. Поступления тепла за счет инфильтрации в теплый период года . . ¦ .
5. Поступления тепла и влаги от людей
6. Поступления тепла от искусственного освещения . .
7. Поступления тепла от электродвигателей и механического оборудования
8. Прочие производственные тепловыделения
9. Меры по уменьшению поступлений тепла в помещения . ......
Глава 4. Определение производительности систем кондиционирования воздуха .
1. Определение общей производительности одноканальных систем кондицио-
кондиционирования воздуха низкого давления
2. Определение производительности двухканальных систем кондиционирова-
кондиционирования воздуха
3 Расчет количества наружного воздуха
Глава 5. Тепловлажностная обработка воздуха водой
1. Расчет форсуночных камер
2. Формулы для вычисления коэффициентов эффективности теплообмена Е,
ЕА и Е' * · 97
3. Коэффициенты эффективности теплообмена для типовых форсуночных
камер 98
4. Виды расчетов форсуночных камер : 101
5. Пропускная способность центробежных тангенциальных форсунок . . .
6. Примеры теплотехнических расчетов типовых форсуночных камер . . .
7. Данные для расчета тепло- и влагообмена в орошаемых слоях ....
8. Двухступенчатое испарительное охлаждение воздуха
1) Методика расчета процесса двухступенчатого испарительного ох-
охлаждения воздуха 107
2) Условия применения и оптимальная схема систем кондиционирова-
кондиционирования воздуха с двухступенчатым испарительным охлаждением ... ПО
267
Сто
Глава 6. Осушение воздуха сорбентами . : : ¦ 114
1. Осушение воздуха абсорбентами 114
1) Осушение воздуха при его контакте с раствором хлористого лития 119
2) Осушение воздуха при его контакте с раствором хлористого кальция 126
3) Осушение воздуха при его контакте с твердо-жидким хлористым
кальцием 128
2 Осушение воздуха адсорбентами : ¦ 129
Глава 7. Тепловлажностная обработка воздуха в поверхностных ребристых ох-
охладителях и подогревателях 132
1. Конструкции поверхностных воздухоохладителей 132
2. Режимы работы воздухоохладителей 133
3. Результаты экспериментальных исследований поверхностных ребристых
воздухоохладителей 133
4. Тепловой и аэродинамический расчеты поверхностных воздухоохладителей 136
1) Расчет воздухоохладителей с применением зависимостей, установлен-
установленных для коэффициентов теплопередачи ka и kn 139
2) Расчет воздухоохладителей с применением средних приведенных ко-
коэффициентов теплоотдачи ан и коэффициентов увеличения теплооб-
теплообмена за счет массообмена ? 143
3) Расчет поверхностных воздухоохладителей с применением конвектив-
конвективных коэффициентов теплоотдачи ан и коэффициента эффективности
ребристой поверхности кэ 145
4) Метод поверочных расчетов питаемых водой или рассолами воз-
воздухоохладителей с применением коэффициентов полной теплопере-
теплопередачи kn . 152
5) Упрощенный приближенный расчет поверхностных воздухоохладите-
воздухоохладителей, питаемых холодной водой . . 154
5. Расчет типовых секций подогрева центральных кондиционеров ... 155<
1) Расчет типовых секций подогрева серии Кд, работающих со спарен-
спаренными взаимнообратными фронтовым и обводным воздушными кла-
клапанами .... 159
2) Расчет типовых секций подогрева, не имеющих спаренных воздушных
клапанов 164
6. Способы подогрева воздуха после охладителей 165
1) Утилизация теплоизбытков помещения для второго подогрева . . -. 165·
2) Использование тепла конденсации хладагента для второго подогрева 166
7. Утилизация тепла и холода удаляемого воздуха с помощью регенератив-
регенеративных теплообменников 167
8. Расчет охлаждения воды в центральном воздухоохладителе 175
Глава 8. Борьба с запахами (дезодорация) и аэроионизация 176
1. Дезодорация . : 176-
2. Ионизация воздуха 181
Глава 9. Тепло- и холодоонабжение систем кондиционирования воздуха . . . 183
1. Теплоснабжение калориферов второго, местного или зонального подогре-
подогревов воздуха '. · - · · 183
2. Системы холодоснабжения центральных и местных воздухоохладителей 186
3. Комплексные системы тепло-и холодоснабжения теплообменников местных
эжекционных и вентиляторных доводчиков 190
4 Емкости систем холодоснабжения и водяные аккумуляторы холода . . 192
5. Источники холода и наиболее употребительные хладагенты 196
6. Компрессионные холодильные машины и холодильные станции . . . 198
7. Абсорбционные холодильные установки 202
8. Пароэжекторные холодильные установки >. . . 205
9. Размещение фреоновых и аммиачных холодильных установок 206
10. Использование эффекта Ранка для индивидуального кондиционирования
воздуха . ч : 207
Стр.
Глава 10. Регулирование параметров воздуха 209
1. Клапаны на трубопроводах ... 210
2 Клапаны (заслонки) для регулирования воздушных потоков 215
3 Регулирование производительности вентиляторов 221
4 Регулирование кондиционеров по методу оптимальных режимов .... 223
5 Автоматическое регулирование теплообменников кондиционеров-доводчи-
кондиционеров-доводчиков ¦ 226
Глава 11. Распределение воздуха в помещениях 229
1 Распределение воздуха компактными и веерными струями 229
2 Распределение воздуха через потолочные перфорированные панели . . . 250
3. Распределение воздуха через люминесцентные светильники 254
Глава 12. Технико-экономические показатели систем кондиционирования воздуха 257
1 Удельные технико-экономические характеристики систем кондиичонирова-
ния воздуха 257
2 Экономическая эффективность систем кондиционирования воздуха . . . 262
Баркалов Борис Владимирович
Карпис Евсей Ефимович
Кондиционирование воздуха в промыш-
промышленных, общественных и жилых зданиях
Стройиздат
Москва, К-31, Кузнецкий мост, д.
Редактор издательства И. П. Сворцова
Перпелет художника К. А. Павлинова
Технический редактор В. М. Родикова
Корректоры Г. Г. Морозовская,
Л. С. Рожкова
Сдано в набор 26.VIII 1970 г.
Подписано к печати 11. II 1971 г.
Т-01669 Формат 70X108Vie Д. л. —
8,5 бум. л. 23,8 усл. печ. л. (уч.-изд. 23,68 л.)
Тираж 20.000 экз. Изд. № A.VI-9922
Зак. № 665 Цена 1 р. 66 к.
Подольская типография Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете
Министров СССР
г. Подольск, ул. Кирова д. 25
В СТРОЙИЗДАТЕ ПОДГОТОВЛЯЮТСЯ
К ПЕЧАТИ КНИГИ:
1. ?. ?. Б ром л ей. «Гидравлические машины и хо-
холодильные установки», 18 л.
В книге рассмотрены гидравлические машины, широ-
широко используемые в системах отопления, вентиляции,,
тепло- и газоснабжения (насосы, вентиляторы, компрес-
компрессоры и т. д.). Описаны конструкции этих машин и даны
их характеристики, рассмотрена методика подбора насо-
насосов для работы в сети и приведены элементы расчета
машин. В книге также описаны холодильные установки
разных систем, принцип их работы и конструктивные
особенности.
Книга предназначена для студентов инженерно-
строительных вузов и факультетов по специальности
«Теплогазоснабжение и вентиляция».
2. А. X. Поляков. «Проектирование вентиляции
тоннелей», 10 л.
В книге описаны системы вентиляции автодорож-
автодорожных, железнодорожных тоннелей и тоннелей метро. При-
Приведены данные для определения объемов общеобменной
вентиляции и потоков воздуха, а также конструкции вен-
вентиляционных камер, шахт и наземных киосков.
Книга рассчитана на инженерно-технических работ-
работников, занятых проектированием вентиляции тоннелей.
3 А Я Креслинь. «Автоматическое регулирова-
регулирование систем кондиционирования воздуха», 8 л.
В брошюре изложена новая технология регулирова-
регулирования температуры и влажности в системах кондициони-
кондиционирования воздуха. Эта технология при некотором, срав-
сравнительно небольшом, усложнении схем регулирования
позволяет экономить тепло и дорогостоящий холод.
В брошюре дано подробное сравнение предлагаемой
технологии с применяемыми в данное время и показано
технико-экономическое преимущество новой технологии
В конце брошюры приведены ркомендации по проекти-
проектированию
Брошюра предназначена для специалистов, занимаю-
занимающихся проектированием, наладкой и эксплуатацией си
стем отопления, вентиляции ч кондиционирования воз-
воздуха.
ЗАКАЗЫ СЛЕДУЕТ НАПРАВЛЯТЬ В МЕСТНЫЕ КНИГОТОР-
КНИГОТОРГИ, В СОЮЗКНИГУ (МОСКВА ЛЕНИНСКИЙ ПРОСПЕКТ, 15),
А ТАКЖЕ В МАГАЗИН № 115 «ТЕХНИЧЕСКАЯ КНИГА» (МОСК-
(МОСКВА, ЛЕНИНСКИЙ ПРОСПЕКТ, 40)