Автор: Пеклов А.А. Степанова Т.А.
Теги: микроклимат помещений кондиционирование отопление вентиляция
Год: 1978
Текст
А. А. ПЕНЛОВ
T. А. СТЕПАНОВА
кондиционирование
и
i.
e
Допущено Министерством высшего и среднего специального образования УССР в качестве учебного пособия для студентов вузов, обучающихся по специальности «1 еплогазоснабжение и вентиляция»
Э
Л
Я
КИЕВ ГОЛОВНОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО ИЗДАТЕЛЬСКОГО ОБЪЕДИНЕНИЯ «ВИЩА ШКОЛА» 1978
X
X
6С9.4 П25
УДК 628.84.(07)
Кондиционирование воздуха. П е к л о в А. А., Степанова Т. А. Киев, изд. объединение «Вища школа». Головное изд-во, 1978. 328 с.
В учебном пособии рассмотрены основы проектирования систем кондиционирования воздуха в жи-1ых, общественных и промышленных зданиях Описаны принципиальные схемы тепло- и холодоснабжения кондиционеров. Даны практические примеры расчета и конструирования систем, выбора оборудования. Приведены укрупненные технико-экономические показатели систем кондиционирования воздуха.
Пособие предназначено для студентов вузов, обучающихся по специальности «Теплогазоснабжение и вентиляция», а также может быть использовано специалистами, работающими в области кондиционирования воздуха.
Ил. 106. Табл. 79. Список лит.: 35 назв.
Рецензенты: д-р техн, наук проф. А. Ф. Милетич, доц. Б. И. Сребницкий
Научный редактор канд. техн, наук Е. И. Чечик
Редакция литературы по строительству, архитектуре и коммунальному хозяйству
Зав. редакцией В. В. Гаркуша
30210—192
П ------------- 53—78
М211(04)—78
© Издательское объединение «Вища школа», 1978
ВВЕДЕНИЕ
Решения XXV съезда КПСС, направленные на новый мощный подъем социалистической экономики, повышение материального и культурного уровня, улучшение условий труда и быта советских людей, ставят перед инженерами-проектировщиками ряд новых требований, в частности шире внедрять в строительство промышленных и общественных зданий новейшие достижения современной науки и техники в области кондиционирования воздуха.
Краткий исторический обзор. Временем зарождения техники кондиционирования воздуха условно считают начало XX века. Термин «кондиционирование воздуха» был предложен в 1904 г. С. Крамером, одним из первых специалистов в области кондиционирования воздуха.
В 1834 г. в здании английского парламента была смонтирована первая установка круглогодичного кондиционирования воздуха.
В 1893 г. в жилом доме в г. Франкфурт-на-Майне впервые была применена установка комфортного кондиционирования воздуха с аммиачной холодильной машиной.
В 1899 г. в медицинском колледже Корнеля в Нью-Йорке была смонтирована установка с компрессионной аммиачной холодильной машиной и рассольным поверхностным воздухоохладителем.
В 1903 г. в Кельнском театре появилась установка с рассольным аккумулятором холода, что позволило сократить потребную холодопроизводительность машины в 4—5 раз. Первичное охлаждение воздуха осуществлялось с помощью артезианской воды, используемой затем для охлаждения конденсаторов. Современные проекты систем кондиционирования воздуха зрелищных сооружений используют подобные принципиальные решения.
В 1903 г. была изобретена форсуночная оросительная камера, которая почти без изменения более 70 лет служит основным тепломассообменным аппаратом установок кондиционирования воздуха.
Однако широкое распространение установок кондиционирования воздуха затруднялось большими размерами тихоходных аммиачных холодильных машин и необходимостью иметь для них отдельное помещение из-за ядовитости аммиака.
3
В 1911 г. В. Кэрьер опубликовал психрометрическую диаграмму влажного воздуха, применение которой значительно упростило расчеты процессов обработки воздуха в кондиционерах.
В 1918 г. Л. К. Рамзин предложил I—d-диаграмму влажного воздуха (энтальпия — влагосодержание), которая до настоящего времени широко используется в расчетах процессов кондиционирования воздуха.
В 1923 г. фирмой «Кэрьер» был разработан турбокомпрессорный холодильный агрегат на дихлорэтилене, который позволил значительно сократить габариты холодильных установок. Комбинация турбокомпрессорного холодильного агрегата с форсуночной оросительной камерой стала базой для создания многочисленных установок кондиционирования воздуха.
В 1931 г. в технике кондиционирования воздуха произошел крупный переворот, вызванный появлением безвредного хладо-агента фреона-12. Фреоновые холодильные машины позволили решить проблему создания небольших агрегатированных автономных кондиционеров для создания комфортных условий в отдельных помещениях.
В 30-х годах XX века вначале в США, а затем и в других странах началось широкое применение комнатных, бытовых и шкафных автономных кондиционеров. В настоящее время их годовой выпуск во всем мире составляет свыше 10 млн. шт.
Большое значение для развития кондиционирования воздуха имело появление в 1946 г. бромисто-литиевых абсорбционных холодильных машин, которые позволяют использовать в летнее время тепло от теплоэлектроцентралей.
В нашей стране первоначально простейшие установки неполного кондиционирования (вентиляционно-увлажнительные) стали применяться на текстильных и табачных фабриках. Несколько позже более совершенными установками оборудуются предприятия точного машиностроения, пищевой, полиграфической, радиоэлектрической, тяжелой промышленности (пульты управления печей, станков, кабин крановщиков) и др.
Перед Великой Отечественной войной московский завод холодильного оборудования «Компрессор» освоил производство фреоновых и пароводяных эжекторных холодильных машин. Это явилось основой широкого распространения установок кондиционирования воздуха в нашей стране. Начавшееся в конце 40-х годов производство отечественных турбокомпрессорных холодильных машин позволило создать крупные установки кондиционирования воздуха. Однако до 1955 г. у нас не было типизации и заводского изготовления кондиционеров. Они разрабатывались по индивидуальным проектам непосредственно в мастерских на строительстве. Высокая стоимость из-за нестандартности оборудования не могла удовлетворить возрастающих потребностей народного хозяйства в кондиционерах и требований индустриализации строительных работ.
4
В 1956—1957 гг. НИИсантехники разработал, а харьковский машиностроительный завод «Кондиционер» начал серийный выпуск центральных кондиционеров из типовых секций производительностью 10, 20, 40 и 60 тыс, м3/ч воздуха, а также нескольких типоразмеров местных агрегатов производительностью от 0,5 до 3,5 тыс. м3/ч воздуха. Этим было положено начало отечественной промышленности кондиционеростроения.
Использование проектными организациями типового оборудования для устройства систем кондиционирования воздуха способствовало снижению капитальных, эксплуатационных затрат и сокращению сроков монтажа кондиционеров.
Широкое строительство предприятий искусственного волокна, химических заводов и новых типов административных и общественных зданий потребовало расширения номенклатуры оборудования для кондиционирования воздуха.
С 1965 г. проведение единой технической политики в области разработки и производства кондиционеров возложено на Министерство строительного, дорожного и коммунального машиностроения СССР и его институт ВНИИкондиционер, который входит в промышленное объединение «Союзкондиционер», включающее основные заводы по производству кондиционеров: 1) харьковский ордена Октябрьской Революции завод «Кондиционер» им. 50-летия СССР, выпускающий унифицированное типовое оборудование, из которого компонуется параметрический ряд центральных кондиционеров типа КТ производительностью по воздуху от 31,5 до 250 тыс. м3/ч и типа КД производительностью по воздуху 10 и 20 тыс. м3/ч; 2) домодедовский машиностроительный завод «Кондиционер», специализирующийся на серийном производстве местных агрегатных неавтономных и автономных шкафных и крановых кондиционеров производительностью от 0,5 до 20 тыс. м3/ч воздуха.
ВНИИкондиционер разработал типовые центральные агрега-тированные общепромышленного назначения кондиционеры типа КТЦ, которые поставляются заводом-изготовителем комплектно, согласно выбранной схеме.
В 1976 г. введен в действие крупнейший в Европе и Азии Бакинский завод бытовых кондиционеров, рассчитанный на выпуск 400 тыс. автономных кондиционеров в год.
Потребность в кондиционерах для промышленных и общественных зданий возрастает с каждым годом. Так, например, производство кондиционеров в нашей стране в 1958 г. составляло 270 шт., в 1960 г. уже было 4,5 тыс. шт., а в 1971 г. достигло 16 тыс. шт. За годы девятой пятилетки объем производства кондиционеров систематически возрастал примерно на 10% ежегодно и достиг в 1975 году 23 тыс. шт.
В настоящее время в Советском Союзе установками кондиционирования воздуха оснащаются театры, кинотеатры, кафе, рестораны, универсамы, закрытые стадионы, спортивные, концерт
5
ные, читальные залы, заводы электронной, химической, оптической промышленности, точного приборе- и машиностроения и т. д. Системы кондиционирования воздуха большой производительности действуют на многих крупных предприятиях, на комбинатах химического волокна в Киеве, Чернигове, Клину, Барнауле и др. Крупные архитектурно-строительные сооружения, такие как Дворец спорта на стадионе им. В. И. Ленина в Москве, Кремлевский Дворец Съездов, Большой театр СССР, здание Верховного Совета УССР, Дворец спорта и театр оперы и балета в Киеве и целый ряд других общественных зданий оборудованы системами кондиционирования воздуха.
Значительный вклад в развитие теории кондиционирования воздуха внесли советские ученые Б. В. Баркалов, А. А. Гоголин, Е. Е. Карпис, О. Я. Кокорин, Р. М. Ладыженский, А. В. Нестеренко, Е. В. Стефанов и др.
Предмет и значение курса. Под системами кондиционирования воздуха (СКВ) понимают устройства, предназначенные для создания и автоматического поддержания в помещениях требуемых параметров (кондиций) воздушной среды (температуры, влажности, давления, чистоты состава и скорости движения) независимо от внешних (время года, погода) и внутренних (тепло-, влаго- и газовыделений) факторов.
Основой систем кондиционирования воздуха являются агрегаты, в которых осуществляются очистка и термовлажностная обработка воздуха, подаваемого в обслуживаемые помещения, согласно технологическим или санитарно-гигиеническим условиям.
Связь курса со смежными дисциплинами. Курс «Кондиционирование воздуха» базируется на общих законах теплотехники, термодинамики, аэродинамики, гидравлики, теории автоматического регулирования, а также на взаимосвязи с рядом инженерных дисциплин и, в первую очередь, с курсами «Строительная теплофизика», «Отопление», «Вентиляция», «Теплоснабжение», «Насосы и вентиляторы», «Холодильные установки» и «Автоматика».
В связи с тем, что во всех нормативных и справочных материалах по вопросам кондиционирования воздуха используется техническая система единиц физических величин (МКГСС), в учебном пособии эта система принята в качестве основной. Коэффициенты перевода единиц для некоторых физических величин из системы МКГСС в единицы СИ приведены в приложении 1.
Глава I
СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 1. Задачи кондиционирования
Производства многих отраслей промышленности: электронной, приборостроительной, химической, текстильной, радиотехнической, оптической, пищевой, машиностроительной и других предъявляют определенные требования к состоянию воздушной среды в помещениях для ведения технологических процессов.
Основными нормируемыми параметрами в помещениях являются: температура, относительная влажность и скорость движения воздуха. К состоянию воздушной среды могут предъявляться дополнительные требования по очистке воздуха от пыли, а в специальных помещениях (больницах, операционных и т. п.)—по очистке его от бактериальных загрязнений.
В отдельных отраслях промышленности (пищевой, медицинской и др.) предъявляются определенные требования к состоянию воздуха внутри аппаратов, обусловленные особенностями технологических процессов.
В горячих цехах различных отраслей промышленности, угольных шахтах, на теплоэлектростанциях и т. п. для улучшения условий труда и повышения его производительности также необходимо обеспечить нормируемые параметры воздушной среды.
Для обеспечения указанных требований предназначены системы кондиционирования воздуха (СКВ), задачами которых в производственных помещениях являются создание и автоматическое поддержание заданных параметров воздушной среды при изменяющихся метеорологических условиях и различных тепло-и влагопоступлениях.
Задачи кондиционирования воздуха в зрелищных и спортивных зданиях, универсальных магазинах, библиотеках, музеях, железнодорожных и авиационных вокзалах, гостиницах и других культурно-бытовых и административных зданиях заключаются в обеспечении санитарно-гигиенических требований к параметрам воздушной среды, оказывающим благоприятное влияние на самочувствие людей и условия эксплуатации самих зданий.
В соответствии с изложенными задачами Строительные нормы и правила (СНиП 11-33-75) предусматривают кондиционирование воздуха применять для следующих целей:
достижения установленных нормами метеорологических условий и чистоты воздуха в помещениях, если они не могут быть
7
обеспечены вентиляцией с естественным или механическим побуждением, в том числе и вентиляцией с испарительным (изо-энтальпическим) охлаждением воздуха;
создания и поддержания метеорологических условий и чистоты воздуха в помещениях или части их по технологическим требованиям;
создания и поддержания в производственных помещениях оптимальных метеорологических условий или промежуточных между оптимальными и допустимыми метеорологическими условиями, если это экономически оправдано;
создания и поддержания оптимальных метеорологических условий и чистоты воздуха, установленных для помещений жилых и общественных зданий и вспомогательных зданий предприятий.
§ 2. Принципиальные схемы систем кондиционирования воздуха
Для обеспечения заданных условий воздушной среды в кондиционируемые помещения необходимо подавать приточный воздух с определенными параметрами, подвергая его специальной обработке в агрегатах, называемых кондиционерами.
В кондиционерах осуществляется фильтрация и тепловлажностная обработка воздуха: в теплый период года наружный воздух охлаждается и в большинстве случаев осушается, в холодный период — подогревается и увлажняется. В кондиционерах воздух охлаждается в поверхностных или контактных воз-духоохл адител ях.
Поверхностные воздухоохладители изготовляются из оребренных трубок, внутри которых протекает холодоноситель (холодная вода или рассол). Снаружи эти трубки омываются охлаждаемым воздухом. При низких температурах холодоносителя, когда внешняя поверхность трубок имеет температуру ниже температуры точки росы, одновременно с охлаждением происходит осушка воздуха. В тех случаях, когда необходимо увлажнение воздуха, а также для интенсификации процесса теплообмена применяется орошение воздухоохладителей водой.
Контактные воздухоохладители (камеры орошения), в которых воздух обрабатывается охлажденной водой, разбрызгиваемой специальными форсунками, в сравнении с поверхностными имеют более широкое применение. Благодаря большой поверхности контакта между распыленной водой и воздухом процессы тепломассообмена в камерах орошения протекают достаточно интенсивно. Камера орошения является универсальным устройством, позволяющим осуществлять охлаждение, осушку или увлажнение, а при необходимости и нагревание воздуха.
В кондиционерах малой производительности в отдельных случаях применяют контактные воздухоохладители с орошае-
8
Рис. 1. Принципиальная схема системы кондиционирования воздуха:
1 — воздухозаборное устройство; 2 — приемный клапан; 3 — фильтр для воздуха; 4 — устройство тепловлажностной обработки воздуха; 5 — вентилятор кондиционера; б — приточный воздуховод; 7 — кондиционируемое помещение; 8 — вытяжной воздуховод; 9 — вытяжной вентилятор; 10— рециркуляционный воздуховод.
мой насадкой. В этих воздухоохладителях воздух проходит через слой материала, орошаемого охлажденной водой. В качестве материалов для насадок применяются древесные и металлические стружки, фарфоровые кольца, нейлоновое волокно и пр. В этих воздухоохладителях можно осуществлять охлаждение, осушку или увлажнение воздуха.
Для нагревания воздуха в кондиционерах применяют поверхностные воздухонагреватели (калориферы или теплообменники), изготавливаемые из оребренных трубок, как и в поверхностных воздухоохладителях. Внутрь трубок подается теплоноситель (пар или горячая вода), снаружи трубки омываются нагреваемым воздухом.
Для нагревания воздуха иногда применяют контактные теплообменники, устройство которых аналогично описанным выше контактным воздухоохладителям.
Для очистки воздуха от пыли в состав кондиционеров включают фильтры различных типов.
Принципиальная схема кондиционирования воздуха приведена на рис. 1. В теплый период года наружный воздух через воздухозаборное устройство 1, приемный клапан 2 всасывается вентилятором 5 кондиционера, проходит фильтр 3, где очищается от атмосферной пыли, и поступает в устройство для термо
9
влажностной обработки воздуха 4. После обработки охлажденный и осушенный воздух по приточному воздуховоду 6 нагнетается в кондиционируемое помещение 7 и после поглощения избыточных тепло- и влаговыделений вытяжным вентилятором 9 удаляется наружу либо частично по рециркуляционному воздуховоду 10 возвращается в кондиционер для повторного использования.
В холодный период года наружный воздух также проходит через фильтр, затем подогревается и увлажняется и после придания ему требуемых параметров (температуры и относительной влажности) нагнетается в кондиционируемое помещение. В зависимости от тепловлажностного баланса обслуживаемых помещений приточный воздух охлаждается либо подогревается, увлажняется либо осушается (при наличии гигроскопических материалов в помещении) и затем удаляется наружу или частично возвращается на рециркуляцию.
СКВ снабжаются приборами для автоматического регулирования параметров воздуха, подаваемого в кондиционируемые помещения, в соответствии с переменным во времени тепловлажностным балансом помещений (качественное регулирование). Применяются также схемы регулирования, изменяющие количество подаваемого воздуха (количественное регулирование) и смешанные схемы, изменяющие и количество подаваемого воздуха и его параметры (количественно-качественное регулирование).
Подробнее способы регулирования СКВ изложены в § 40.
§ 3. Классификация систем кондиционирования воздуха
В состав СКВ входят устройства, осуществляющие требуемую обработку воздуха (фильтрацию, охлаждение, подогрев, осушку, увлажнение), транспортирование его, раздачу в обслуживаемые помещения, источники тепло- и холодоснабжения, средства автоматического регулирования, контроля и управления, а также вспомогательное оборудование.
Основное оборудование для обработки и перемещения воздуха, как правило, компонуется в одном агрегате — кондиционере. В различных СКВ, кроме того, применяется вспомогательное оборудование: местные подогреватели, эжекционные и вентиляторные кондиционеры-доводчики, глушители аэродинамического шума.
Несмотря на то что в настоящее время распространены СКВ различных видов, общепризнанной классификации их пока нет. Ниже приводится примерная классификация СКВ, наиболее широко используемых в отечественной практике.
По целевому назначению СКВ делятся на два основных вида: комфортные и технологические.
ю
Комфортные системы устраиваются в жилых, общественных и административных зданиях для создания благоприятных условий труда и отдыха.
Технологические системы применяются в производственных зданиях для обеспечения оптимальных параметров воздушной среды, обусловленных требованиями технологических процессов. При этом заданные параметры не должны превышать допустимые санитарно-гигиенические нормы для пребывания людей.
Кондиционеры бывают автономные и неавтономные.
Автономные кондиционеры имеют источники тепла и холода, с помощью которых приготовляется воздух требуемых параметров. Эти кондиционеры оборудуются, как правило, электрокалориферами для подогрева воздуха и холодильными машинами для его охлаждения. Для автономных кондиционеров требуется подвод извне электроэнергии для двигателей и калорифера, а также воды для охлаждения конденсаторов холодильных машин. В настоящее время намечено производство автономных кондиционеров, оборудованных холодильными машинами с конденсаторами воздушного охлаждения, которые не будут нуждаться в подводе воды.
Неавтономные кондиционеры снабжаются извне электроэнергией для питания двигателей вентилятора и насосов, теплоносителем для подогрева обрабатываемого воздуха и холодоносите-лем для его охлаждения. В качестве теплоносителя применяют пар или горячую воду, в качестве холодоносителя — холодную воду или рассол.
В зависимости от размещения кондиционеров по отношению к обслуживаемым помещениям различают центральные и местные СКВ
Центральные СКВ оборудуются, как правило, неавтономными кондиционерами, размещенными вне обслуживаемых помещений.
По давлению, развиваемому вентиляторами, кондиционеры делятся на три категории: низкого давления (до 100 кгс/м2), среднего давления (до 300 кгс/м2) и высокого давления (свыше 300 кгс/м2).
Центральные СКВ наиболее распространены в одноканальном исполнении, однако в отдельных случаях применяется и двухканальный вариант, т. е. к кондиционируемым помещениям подводится по двум параллельным каналам горячий и холодный воздух, а регулирование температуры осуществляется комнатным терморегулятором, управляющим смесительным клапаном, изменяющим температуру подаваемого в помещения воздуха.
В последнее время все больше применяются водовоздушные СКВ, подающие в кондиционируемые помещения воздух, приготовленный в центральном кондиционере, и воду к местным теп-
11
Рис. 2. Общий вид центрального кондиционера из типовых секций:
1«— приемный клапан; 2 — секция обслуживания; 3 — подставка; 4 — секция калориферов первого подогрева; 5 — проходной клапан; 6 — смесительная секция; 7 — камера орошения; 8 — секция масляных фильтров; 9 — секция калориферов второго подогрева; 10 — переходная секция к вентилятору; 11— вентиляторная установка; 12 — электродвигатель; 13—виброамортизаторы; 14— гибкая вставка; 15 — воздуховод приточного воздуха; 16 — воздуховод второй рециркуляции воздуха; 17 — воздуховод первой рециркуляции
лообменникам, которая несет тепло или холод при двухтрубной схеме теплохолодоснабжения или одновременно и тепло и холод при четырехтрубной схеме теплохолодоснабжения.
Центральные СКВ устраиваются для обслуживания больших помещений: театров, залов собраний, больших цехов производственных предприятий или нескольких однородных цехов и помещений. Кондиционеры, как правило, размещаются вне обслуживаемых помещений. В большинстве случаев центральные СКВ оборудуются неавтономными кондиционерами, которые снабжаются теплом и холодом от внешних источников.
Общий вид центрального кондиционера приведен на рис. 2. Он состоит из унифицированных типовых секций, предназначенных для выполнения следующих основных операций по обработке воздуха:
. охлаждения и осушки в камерах орошения или поверхностных воздухоохладителях;
нагревания в воздухонагревателях;
увлажнения в камерах орошения;
очистки от атмосферной пыли воздушными фильтрами;
смешивания наружного и рециркуляционного воздуха; регулирования воздуха воздушными клапанами;
перемещения воздуха вентиляторными агрегатами.
12
Производительность таких кондиционеров составляет от 10 до 250 тыс. м3/ч.
Местные СКВ оборудуются как автономными, так и неавтономными кондиционерами, устанавливаемыми в обслуживаемых помещениях. Они обеспечивают заданные условия воздушной среды не во всем объеме помещения (например, в горячих цехах, машинных залах электростанций), а только в его части. Местные СКВ также могут обслуживать небольшие помещения, рабочие кабинеты, лаборатории, торговые залы, жилые комнаты и пр.
Для кондиционирования воздуха в жилых и других небольших помещениях применяются комнатные кондиционеры оконного типа производительностью от 300 до 500 м3/ч.
Кондиционеры могут работать либо на наружном воздухе (прямоточные СКВ), либо на смеси наружного и рециркуляционного воздуха (СКВ с частичной рециркуляцией). Применение частичной рециркуляции воздуха сокращает расходы тепла в зимний период и холода в летний и, следовательно, снижает эксплуатационные затраты. Однако возможность применения частичной рециркуляции воздуха должна решаться в зависимости от выделяющихся в кондиционируемых помещениях вредностей, согласно указаниям, приведенным в нормативных источниках.
Подробнее схемы наиболее распространенных СКВ рассмотрены в главе VI.
Глава II
ТИПЫ И СЕРИИ КОНДИЦИОНЕРОВ
§ 4. Центральные кондиционеры
Харьковский завод «Кондиционер» серийно выпускает оборудование для центральных кондиционеров производительностью 31,5; 40; 63; 80; 125; 160; 200 и 250 тыс. м3/ч, которым присвоен индекс КТ.
Секции кондиционеров производительностью 31,5 и 40 тыс. м3/ч принято считать базовыми, так как из них можно собирать типовые кондиционеры требуемой производительности по воздуху. Эти кондиционеры имеют максимально унифицированные узлы и детали, что значительно упрощает и удешевляет их изготовление, транспортировку, сборку и ремонт.
На рис. 3 приведены размерные ряды секций по живому сечению кондиционеров КТ. Например, кондиционер КТ-60 компонуют из двух базисных секций 1, кондиционер КТ-160 — из четырех базисных секций 2.
13
t25 тыс м3/ч
Рис. 3. Построение размерного ряда секций по живому сечению кондиционеров типа КТ
Завод «Кондиционер» выпускает также модернизированные кондиционеры производительностью 10 и 20 тыс. м3/ч, имеющие индекс КД.
Типовые секции центральных кондиционеров делятся на рабочие и вспомогательные. В рабочих секциях воздух нагревается, увлажняется, охлаждается, осушивается, очищается, смешивается и распределяется. Вспомогательные секции служат для удобства монтажа и эксплуатации кондиционеров.
Все секции и элементы центральных кондиционеров имеют нормализованные присоединительные и габаритные размеры, позволяющие компоновать их в соответствии с выбранной схемой обработки воздуха в кондиционере. Секции соединяются между собой болтами на фланцах, между которыми устанавливаются прокладки. Кондиционер монтируется из секций правого и левого исполнения. Правым считается кондиционер, в котором воздух движется вправо, если смотреть на него со стороны обслуживания, а если движется наоборот — левым.
В кондиционерах КТ для обозначения оборудования принята цифровая система из семи знаков: первые две цифры обозначают номинальную производительность по воздуху в десятках тысяч кубических метров в час, например 03 — производительность 31,5 тыс. м3/ч для кондиционера КТ-30, 04 — производительность 40 тыс. м3/ч для кондиционера КТ-40, 12 — производительность 125 тыс. м3/ч для кондиционера КТ-120 и т. д.; третья цифра обозначает наименование оборудования кондиционера и его основное назначение: 0 — воздухоохладители (камеры орошения или поверхностные воздухоохладители), 1 — воздухонагреватели, 2 — фильтры воздушные, 3 — клапаны воздушные, 4 — венти
14
ляторные агрегаты, 7 — оборудование корпуса кондиционера, 8 — устройство для регулирования производительности вентиляторных агрегатов. Три следующие цифры уточняют техническую характеристику каждой секции. Последняя, седьмая, цифра обозначает модификацию секции, например 03. 44. 20. 0 •— агрегат вентиляторный производительностью 30 тыс. м3/ч правого исполнения; 03. 44.21.0 — такой же агрегат левого исполнения.
Аналогичные обозначения имеют секции кондиционеров КД-Секции могут поставляться с приваренными к ним шипами для крепления тепловой изоляции при монтаже. Для работы в условиях тропического климата секции изготовляются из нержавеющих сталей.
Секции внутри и снаружи окрашиваются влагостойкими красками. Входные и выходные сепараторы оросительных камер и нагревательные элементы секций подогрева воздуха оцинковываются.
Воздух в центральных кондиционерах нагревается при помощи секций подогрева.
Охлаждается, увлажняется и осушивается воздух в этих кондиционерах непосредственным контактом его с холодной водой в оросительной камере форсуночного типа. Кроме того, воздух может охлаждаться в поверхностных воздухоохладителях (см. §28).
Для смешивания наружного, рециркуляционного и обработанного воздуха предусмотрены воздушные камеры и унифицированные воздушные клапаны.
В кондиционерах КТ для выравнивания поля скоростей воздушного потока предусматриваются специальные камеры.
Наружный и рециркуляционный воздух очищается от пыли в масляных самоочищающихся фильтрах или в воздушных фильтрах с объемным нетканым материалом.
Унифицированное типовое оборудование дает возможность собирать кондиционеры непосредственно на месте монтажа по схеме, разработанной проектной организацией.
Примерная компоновка центрального кондиционера КТ из типовых секций приведена на рис. 4. Кондиционер представляет собой секции, соединенные между собой и образующие общую проточную часть кондиционера. В приемной камере наружного воздуха установлен контрфланец 1, гибкая вставка 2, приемный клапан 3 с ручным приводом, присоединительный лист 4. Далее следует камера обслуживания 6, обеспечивающая доступ в рабочие секции для их осмотра и ремонта, и воздухонагреватель 7 первого подогрева. Для смешения наружного воздуха с воздухом первой рециркуляции служит воздушная камера 8, снабженная проходным воздушным клапаном 19 с пневматическим приводом. Далее установлена секция оросительной камеры 9, после которой следует вторая воздушная камера 8. Для очистки воздуха от пыли предусмотрена секция масляных фильтров 10.
15
Рис. 4. Примерная компоновка центрального кондиционера типа КТ из типовых секций:
1 — контрфлаиец; 2 — гибкая вставка; 3 — приемный клапан; 4 — присоединительный лист; 5 — подставка; 6 — камера обслуживания; 7 — секция воздухонагревателя первого подогрева; 8 — воздушная камера; 9— оросительная камера; 10— масляный фильтр; 11— воздухонагреватель второго подогрева; 12 — присоединительная секция; 13 — направляющий аппарат; 11 — вентилятор кондицидиера; 15 — электродвигатель; 16 — внброамортиза-торы; 17 — воздуховод приточного воздуха; 18—проходной клапан; 19— воздуховод первой рециркуляции воздуха; 20 — обводной клапан
Воздухонагреватель 11 второго подогрева установлен между двумя камерами обслуживания 6. Для присоединения вентилятора 14 кондиционера служит присоединительная секция 12. Далее следует направляющий аппарат 13 для регулирования подачи воздуха.
Секции оросительных камер предназначены для тепломассообмена воздуха с водой. Их достоинства: теплотехническая универсальность, так как в них можно производить различную обработку воздуха при непосредственном контакте его с водой; способность обеспечивать частичную очистку воздуха от пыли; малое аэродинамическое сопротивление; сравнительно небольшие габариты; малый расход цветных металлов и невысокая трудоемкость. К недостаткам относятся: необходимость установки насосов и сравнительно большой расход электроэнергии на распыление и перекачку воды.
На рис. 5 представлена двухрядная оросительная камера кондиционеров типа КТ.
Оросительная камера состоит из стального корпуса, в котором имеется пакет воздухораспределителя 1 на входе и пакет каплеуловителя 10 на выходе из камеры, два трубчатых коллекторных ряда 15 со стояками 17, на которых в шахматном порядке расположены тангенциальные (угловые) форсунки 16 для распыления воды. Форсунки изготовляются из латуни и пластмассы с латунным вкладышем, с диаметром отверстия сопла от 3 до 5,5 мм с интервалом 0,5 мм. Плотность расположения форсунок в коллекторном ряду может быть 18 или 24 шт. на 1 м2. Факелы форсунок первого ряда направлены по движению воздуха, а второго — против движения.
16
2425
1 — пакет воздухораспределителя; 2 — бак; 3 — присоединительный фланец к трубопроводу перелива; 4 — переливное устройство; 5 — патрубок для присоединения водопровода; 6 — шаровой клапан; 7 — присоединительный патрубок к трубопроводу слива; 8 — присоединительный фланец к всасывающему трубопроводу насоса; 9—сетчатый фильтр; 10 — пакет каплеуловителя; 11 — герметическая дверка; 12 — подвод Электре-питания к герметическому светильиикх; 13 — присоединительные фланцы к подающему трубопроводу от иасоса; 14 — потолок; 15 — коллекторный ряд; 16 — форсунки; 17 — стояки; 18 — стенки
На передней стенке камеры между коллекторами расположена герметическая дверка 11, а также штуцера с поворотными козырьками для установки контрольных приборов и датчиков.
Бак 2 для воды снабжен шаровым клапаном 6 и переливным устройством 4 для поддержания заданного уровня воды, сетчатым фильтром 9 для воды, предохраняющим насос от засорения, и необходимым числом присоединительных фланцев 3, 5, 7, 8.
Основные технические характеристики камер орошения приведены в приложении 2.
Секции подогрева воздуха (воздухонагреватели) (рис. 6) в кондиционерах КД состоят из каркаса 1 и нагревательных элементов 2 (спирально-навивных стальных трубок), вваренных в трубные решетки 6. К трубным решеткам приварены крышки 4 и перегородки 5, обеспечивающие последовательное (многоходовое) прохождение теплоносителя.
Теплоносителем может быть вода с температурой до 150сС, а также насыщенный или перегретый пар давлением до 6 кгс'см2.
1Z
Секции подогрева воздуха выполняются из оцинкованных нагревательных элементов, расположенных в один, два или три ряда последовательно.
В кондиционерах типа КТ секции подогрева воздуха комплектуются из базовых теплообменников двух типоразмеров по высоте: однометровые и полутораметровые. Конструкция базового теплообменника кондиционера типа КТ аналогична рассмотренной выше конструкции секции подогрева кондиционера КД и, кроме того, допускает сборку секций подогрева с обводным каналом или без него.
Количество базовых теплообменников и характеристика секций подогрева кондиционеров КТ приведены в приложении 3.
Техническая характеристика секций подогрева с обводным каналом кондиционеров КД-10 и КД-20 приведена в приложении 4.
Поверхностные воздухоохладители предназначены для изменения тепло-и влагосодержания воздуха. Холодоносителем служит холодная вода. Они во многих случаях существенно упрощают систему холодоснабжения, допуская применение замкнутой схемы.
Для кондиционеров КД харьковский завод «Кондиционер» выпускает поверхностные воздухоохладители двух модификаций: орошаемые и неорошаемые.
Орошаемые воздухоохладители (рис. 7) выполняются из поверхностных теплообменников в сочетании с укороченной однорядной оросительной камерой. Они обеспечивают полностью процессы обработки воздуха.
Неорошаемые воздухоохладители выполняются из базовых теплообменников и обеспечивают процессы охлаждения, осушки и нагревания воздуха при подаче теплоносителя в теплообменники. Воздух они не увлажняют, в связи с чем в отдельных случаях применяется совместная установка поверхностных воздухоохладителей и оросительной камеры.
Для кондиционеров КТ изготовляются только неорошаемые воздухоохл адител и.
Техническая характеристика поверхностных орошаемых воздухоохладителей кондиционеров КД приведена в приложении 5, а техническая характеристика поверхностных неорошаемых воздухоохладителей кондиционеров КД и КТ — в приложении 6.
Секции фильтров (рис. 8) предназначены для очистки воздуха от пыли.
Самоочищающиеся масляные фильтры кондиционеров КД очищают воздух от пыли при прохождении его через две параллельные непрерывно движущиеся фильтровальные панели 3, смоченные маслом. Первая панель (по ходу движения воздуха) перемещается со скоростью 16 см/мин, вторая — в два раза медленнее. Каждая панель представляет собой бесконечную ленту из металлической сетки, натянутую между двумя валами.
18
Рис. 6. Секции подогрева воздуха:
1 — каркас секции; 2 — нагревательный элемент; 3 — обводной 5 — перегородка; 6 — трубная решетка
канал; 4 — крышка;
Рис. 7. Типовый поверхностный орошаемый воздухоохладитель:
/ — фильтр для очистки воды; 2 — манометр; 3 — герметическая дверка; 4 — трехрядиый теплообменник; 5 — двухрядный теплообменник; 6 — каплеуловитель; 7 — труба для под питки; 8 —водомерное стекло; 5 —труба для слива; 10 — труба для перелива; // — поддон; /2 — светильник; /3 — оросительная камера; 14 — форсунки; 15 — вентиль для регулировки давления воды в форсунках; 16 — рециркуляционный насос
Рис. 8. Секция масляных самоочищающихся фильтров кондиционеров КД:
1 — корпус; 2 —левая стенка; 3 — фильтровальная панель; 4 — электропривод; 5 — бак для масла; 6 — труба для слива масла; 7 — подвод и отвод теплоносителя для обогрева масла; 8 — бачок для шлама; 9— верхний ведущий вал; 10— нижний натяжной вал
Верхний ведущий вал 9 закреплен в подшипниках и приводится во вращение электродвигателем 4. Нижний вал 10 — натяжной, установлен в подвижных подшипниках, расположенных в баке для масла 5. При перемещении панелей вверх и вниз происходит непрерывная очистка маслом запыленной сетки. Перед удалением отработанного масла из бачка 8 осадок (шлам) перемешивают ручной мешалкой.
Сопротивление фильтра 10—12 кгс/м2. Воздушная нагрузка фильтра до 10 000 м3/ч на 1 м2.
Для кондиционеров КТ применяются аналогичные масляные фильтры, имеющие некоторые конструктивные изменения, улучшающие эксплуатацию фильтров и смену масла.
Для очистки воздуха от пыли в кондиционерах типа КТ применяются также воздушные сухие фильтры, в которых воздух пропускается через объемный нетканый фильтрующий материал.
На рис. 9 представлена секция воздушного сухого фильтра для кондиционеров КТ-30 и КТ-40. Фильтр состоит из корпуса 3 и неподвижной решетки 4, на которую укладывается вручную в виде глубоких складок чистый фильтрующий материал. Начальное сопротивление фильтра 6 кгс/м2, предельное 30 кгс/м2. После запыления и достижения предельного сопротивления фильтрующий материал сматывается в рулон на катушку 2
20
Рис. 9. Секция воздушного сухого фильтра для кондиционеров КТ-30 и КТ-40: /—электропривод; 2 — катушка для сматывания фильтрующего материала; 3 — корпус;
4 — неподвижная решетка
с помощью электропривода 1. После очистки фильтрующий материал можно использовать повторно.
Камеры обслуживания предназначены для обслуживания секций кондиционеров. Камера состоит из боковых стенок, днища и потолка. На передней стенке имеется герметическая дверка и штуцер с поворотными козырьками для установки контрольных приборов. Внутри камеры обслуживания встроен герметический электросветильник, а в корытообразном днище приварен сливной патрубок с резьбовой пробкой для удаления воды.
Камеры воздушные предназначены для смешивания двух потоков воздуха — наружного и рециркуляционного, а также для обслуживания соседних секций. Устройство камеры аналогично камере обслуживания, но в верхней части предусмотрено присоединение воздушного клапана или воздуховода.
Камеры выравнивания предназначены для выравнивания скоростного поля воздушного потока в поперечном сечении кондиционеров КТ. Конструктивно эти камеры выполняются аналогично камерам обслуживания, но имеют большую длину по направлению движения воздуха.
В кондиционерах КД-10 и КД-20 камеры обслуживания называются промежуточными, а воздушные — смесительными. Камеры выравнивания в этих кондиционерах не применяются.
Клапаны воздушные предназначены для защиты кондиционеров от влияния наружного воздуха в период их временной остановки и для регулирования расходов воздуха по различным трактам. Клапаны изготовляются с поворотными лопатками и ручным, пневматическим и электрическим приводом. Клапаны с пневматическим или электрическим приводом могут
21
Рис. 10. Присоединительная секция к вентиляторному агрегату: 1 — переходной патрубок; 2 — металлическая стенка; 3 — мягкая вставка; 4— присоединительный фланец
блокироваться с пуском вентилятора. Клапаны с пневмоприводом изготовляются по схеме ВО, т. е. сжатый воздух открывает, и по схеме ВЗ — сжатый воздух закрывает клапан.
Секции поворотные предназначены для компоновки кондиционера с поворотом воздушного потока на 90°. Для выравнивания потока предусмотрены направляющие лопатки. Поворотные секции изготовляются только для кондиционеров КД-10 и КД-20.
Секции присоединительные (рис. 10) предназначены для присоединения кондиционера к вентиляторному агрегату. Секция состоит из стенки 2 и переходного патрубка 1 с присоединительным фланцем 4. Мягкая вставка 3 предотвращает передачу вибраций от вентилятора к секциям кондиционера.
Подставки служат для установки на них секций кондиционера. Секции оросительных камер и самоочищающихся масляных фильтров устанавливаются на полу помещения без специальных фундаментов на подкладках или цементной подготовке толщиной 50 мм. Под эти секции при их установке подкладывается один слой руберойда. Подставки кондиционеров КТ отличаются формой и длиной от подставок кондиционеров КД. Количество опор под каждую секцию рекомендуется принимать: для КТ-30 и КТ-40 по 2 шт., для КТ-60 — КТ-160 по Зшт., для КТ-200 — КТ-250 по 4 шт. Под воздухонагреватели для КТ-30 и КТ-40 требуется по 4 опоры, для КТ-60 и КТ-80 — по 6 шт.
Вентиляторные агрегаты предназначены для перемещения обрабатываемого воздуха и подачи его в помещение. Вентиляторные агрегаты состоят из центробежного вентилятора и электродвигателя, соединенных клиноременной передачей. Кондиционеры комплектуются: КД-10 вентиляторами Ц4-70 № 6; КД-20 — Ц4-70 № 8; КТ-30 и КТ-40 — Ц4-76 № 12; КТ-60 и КТ-80 — Ц4-76 № 16; КТ-120 — Ц4-76 № 20; КТ-160 — Ц4-100 № 16/2 (двухстороннего всасывания); КТ-200 и КТ-250 — Ц4-100 № 20/2 (двухстороннего всасывания).
Вентиляторные агрегаты КТ-30 и КТ-40 изготовляются для давлений 60, 80 и 120 кгс/м2, КТ-60, КТ-80, КТ-120, КТ-160, КТ-200 и КТ-250 — для давлений 80, 120 и 160 кгс/м2 при номинальной производительности.
22
6
Общий вид вентиляторной уста нов-, Ч Rwfinflinn nwnvPOTTTP'M пгцлпятш-
Рис. 1 1. <
ки на виброизолирующем основании:
1 — выходной патрубок вентилятора; 2— корпус вентилятора; 3 — ограждение передачи; 4 — элек тродвигатель; 5 — виброамортизаторы, 6 — рама
Рис. 12. Направляющий аппарат к вентиляторной установке: 1 — редуктор; 2 — лопатка; 3 — механизм поворота; 4 — корпус
Агрегаты монтируются на металлических рамах, которые устанавливаются на пружинных виброизоляторах.
Общий вид вентиляторной установки кондиционера на виброизолирующем основании приведен на рис. 11.
Направляющие аппараты (рис. 12) предназначены для регулирования производительности и давления вентиляторного агрегата изменением угла входа потока воздуха на лопатки рабочего колеса вентилятора и уменьшением сечения входного патрубка вентилятора, а также для уменьшения пусковой нагрузки электродвигателя. Лопатки 2 и механизм их поворота 3 смонтированы в корпусе 4. Поворот лопаток осуществляется при помощи червячного редуктора 1 с электродвигателем.
§ 5. Местные кондиционеры
В отличие от центральных кондиционеров, имеющих горизонтальное расположение секций и, как следствие, требующих для своей установки больших площадей, местные кондиционеры поставляются заводами готовыми к установке и имеют, как правило, шкафную (вертикальную) компоновку.
Местные кондиционеры подбираются по каталожным данным по расходу воздуха и холода. Отечественная промышленность выпускает местные кондиционеры с максимальной производительностью по воздуху 10 000 м3/ч, по холоду — 50 000 ккал/ч. Наличие встроенных вентиляторных агрегатов, развивающих свободные давления 10—30 кгс/м2, позволяет применять местные кондиционеры для небольшой сети воздуховодов или без них. В последнем случае местный кондиционер устанавливается непосредственно в обслуживаемом помещении.
Для нагревания воздуха при его обработке в местных кондиционерах может применяться вода с температурой до 150°С, а также пар или электрическая энергия.
Местные кондиционеры подразделяются па автономные, имеющие встроенную холодильную установку и электрический нагреватель, и неавтономные, требующие подвода тепла и холодо-носителя от внешних источников.
Автономные кондиционеры общего назначения бывают трех типов:
КВ — кондиционеры вертикальные холодопроизводительностью от 8 до 75 тыс. ккал/ч с водяным охлаждением конденсатора;
КР — кондиционеры агрегатно-раздельные холодопроизводительностью от 3 до 30 тыс. ккал/ч с воздушным или испарительным охлаждением конденсатора;
КГ — кондиционеры горизонтальные (комнатные) холодопроизводительностью от 0,3 до 4,5 тыс. ккал/ч с воздушным, охлаждением конденсатора.
и
Рис. 13. Шкафный автономный кондиционер КВ1-17:
1 — теплообменник; 2 — соленоидный вентиль; 3 — конденсатор; 4 — влагосборник; 5 — испаритель; 6 — корпус; 7 — вентиляторный агрегат;
8 — панель электрооборудования;
9— воздушный фильтр; 10— терморегулирующий вентиль; 11 — датчик температуры; 12 — компрессор; 13 — реле давления; 14 — ресивер
Рис. 14. Шкафный автономный кондиционер КА-6 А:
1 — конденсатор; 2 — коробка электроприборов; 3 — вентилятор; 4 — выход отработанного воздуха; 5 — испаритель; 6 — вход воздуха; 7 — фильтр; 8 — поддон; 9 — компрессор; 10 — электродвигатель компрессора; 11 — корпус
На рис. 13 представлен шкафный автономный кондиционер КВ1-17, выпускаемый домодедовским заводом «Кондиционер». Он предназначен для обслуживания помещений постов управления, вычислительных центров, лабораторий, комнат отдыха и пр. В нем можно очищать от пыли и охлаждать свежий наружный и рециркуляционный воздух, понижать его влажность и поддерживать заданную температуру с точностью ±1°С.
Кондиционер представляет собой вертикальный шкаф, состоящий из металлического корпуса 6 со съемными панелями.
В верхнем отделении кондиционера расположен воздухоохладительный агрегат, состоящий из воздушного фильтра 9,
25
Рис. 15. Комнатный автономный кондиционер «Азербайджаном»:
1— воздушный фильтр; 2— центробежный вентилятор; 3—испаритель; 4 — внутренний отсек кондиционера; 5 — внутренняя перегородка; 6 — электродвигатель; 7— трубопровод от испарителя к компрессору; 8 — компрессор; 9 — наружный отсек кондиционера; 10— воздушный конденсатор; 11— кожух кондиционера; 12—осевой вентилятор; 13 — жалюзи; 14 — капилярная трубка от конденсатора к испарителю; 15 — трубопровод от компрессора к конденсатору
испарителя 5, влагосборника 4, центробежного вентилятора двухстороннего всасывания со сдвоенным рабочим колесом 7 с электродвигателем и панелью электрооборудования 8, а также двух решеток для забора и регулирования количества наружного и рециркуляционного воздуха.
В нижнем отделении расположен компрессорно-конденсаторный агрегат, состоящий из компрессора 12 с электродвигателем кожухотрубного конденсатора с водяным охлаждением 3 и теплообменника 1 с фильтром. В качестве холодильного агента применяется хладон-12. К кондиционеру подводятся электросеть, водопровод и канализация.
Автономный кондиционер КА-6А выпускается домодедовским машиностроительным заводом «Кондиционер». Он применяется в рабочих кабинетах и небольших помещениях (объемом не более 300 м3) с целью поддержания в них заданной температуры с точностью ±1,5°С. В летнее время года он охлаждает и осуши-вает воздух в помещении, а в переходные периоды года подогревает его.
Кондиционер устанавливается непосредственно в обслуживаемом помещении или вне его. В последнем случае кондиционер соединяется с помещением подводящим и отводящим воздуховодом.
Кондиционер выполнен в виде вертикального агрегата шкафного типа (рис. 14). Он состоит из двух отделений — машинного и воздухообрабатывающего. В машинном отделении расположены компрессорно-конденсаторный агрегат и коробка электроприборов 2, в воздухообрабатывающем — испаритель 5, два центробежных вентилятора двухстороннего всасывания и электродви
26
гатель, приводящий их во вращение. Перед испарителем находится отверстие 6 для входа воздуха, которое снабжено масляным сетчатым фильтром 7.
В поверхностном воздухоохладителе (испарителе) воздух одновременно охлаждается и осушается, а затем вентилятором нагнетается в помещение.
Для сбора конденсата, выпадающего на трубках испарителя, установлен поддон 8, имеющий трубку с сифоном для присоединения к канализации. Поддон разделяет воздухообрабатывающее и машинное отделения. Воздух в помещение подается через декоративную решетку 4. Каркас И кондиционера стальной, сварной, покрытый внутри звукопоглощающим материалом.
К кондиционеру подводятся коммуникации водопровода, канализации и электросети трехфазного тока напряжением 380/220 В.
Комнатные автономные кондиционеры «Азербайджаном» (рис. 15), выпускаемые бакинским машиностроительным заводом им. 50-летия Советского Азербайджана, относятся к типу горизонтальных кондиционеров (КГ). Эти кондиционеры устанавливаются в оконном проеме или в стене помещения. Кожух кондиционера 11 состоит из двух отсеков, разделенных внутренней перегородкой 5, стенки которой покрыты теплозвуковой изоляцией.
В наружном отсеке 9, располагаемом снаружи здания (за окном), размещены герметический компрессор 8, работающий на хладоне-22, воздушный конденсатор 10 с обдувающим его осевым вентилятором 12 и электродвигатель 6.
Во внутреннем отсеке 4, находящемся в помещении, установлены воздушный фильтр 1, испаритель 3 и центробежный вентилятор 2, нагнетающий воздух в помещение. Кондиционер снабжен автоматическим регулятором температуры воздуха в помещении. Заданная температура в помещении в теплый период года поддерживается включением и выключением электродвигателя компрессора по команде датчика регулятора температуры. С помощью специальных заслонок, управляемых вручную, кондиционер может работать на смеси наружного и рециркуляционного воздуха.
Кондиционер «Азербайджаном» работает только в режиме охлаждения и осушения воздуха.
Бытовой автономный оконный кондиционер БК-1500, выпускаемый Бакинским заводом бытовых кондиционеров, предназначен для создания комфортных условий в жилых, служебных и других помещениях площадью до 25 м2.
Кондиционер БК-1500 имеет пластмассовый корпус. Все узлы кондиционера смонтированы на металлическом основании. Металлической перегородкой, приваренной к основанию, кондиционер разделяется на два изолированных отсека: наружный и внутренний. В перегородке предусмотрено отверстие, перекрыва-
27
8 7 Б 5 4 J
Рис. 16. Схема бытового кондиционера БК-1500:
емое заслонкой, с помощью которой регулируют приток наружного воздуха в помещение (до 15%).
Основные рабочие узлы кондиционера БК-1500: холодильный агрегат, осевой 1 (рис. 16) и центробежный 4 вентиляторы с общим электродвигателем 2, пульт управления 8 с пускозащитным устройством.
Холодильный агрегат состоит из ротационного компрессора 12, конденсатора 13, испарителя 5, фильтра-осушителя 10, расширителя 11 и системы трубопроводов, герметично соединяющих элементы агрегата между собой.
1 — осевой вентилятор; 2 — электродвигатель вен-тиляторов; 3 — заслонка вентиляционная; 4 — центробежный вентилятор; 5 — испаритель; 6 — воздушный фильтр; 7 — перегородка; 8 — пульт управления; 9— капиллярная трубка; 10—фильтр-осушитель; 11 — расширитель; 12 — ротационный компрессор; 13 — конденсатор
Компрессор, конденсатор, осушитель и расширитель расположены в наружном отсеке, а испаритель — во внутреннем.
В качестве хладоагента применен хладон-22. Компрессор смазывается маслом ХМ-6, залитым в кожух.
Кондиционер Б К-1500 по технико-экономическим показателям соответствует техническому уровню современных зарубежных образцов.
Техническая характеристика автономных кондиционеров приведена в приложении 7.
Неавтономные кондиционеры характеризуются отсутствием в них встроенных источников холода и тепла. Поэтому для их работы применяются внешние источники тепло- и холодоснаб-жения.
Домодедовским машиностроительным заводом «Кондиционер» выпускаются унифицированные неавтономные кондиционеры типа КНУ, обеспечивающие диапазон производительности по воздуху от 2,5 до 18 тыс. м3/ч.
Кондиционер КНУ-12 (рис. 17) выполнен в виде шкафа со съемными щетками и состоит из двух секций: механической, где смонтированы малогабаритный диаметральный вентилятор 10 с электродвигателем, калорифер 9 второго подогрева, сепаратор 8 и насос 7, и вспомогательной, где установлены патрубок / наружного и рециркуляционного воздуха, фильтр 2 для очистки воздуха от пыли, калориферы 3 первого подогрева, поверхностный орошаемый воздухоохладитель 5, поддон с фильтром 6 для воды и переливным устройством.
28
Температура в кондиционируемом помещении поддерживается дилатометрическим терморегулятором, который воздействует на исполнительный механизм клапана, установленного на трубопроводе теплоносителя к калориферу второго подогрева. Эти кондиционеры, соединенные воздуховодами, можно устанавливать как в кондиционируемых помещениях, так и в смежных. Они применяются для круглогодичного кондиционирования воздуха в общественных и промышленных зданиях.
Технические характеристики неавтономных кондиционеров типа КНУ приведены в приложении 8.
Домодедовский завод «Кондиционер» выпускает также неавтономные подвесные кондиционеры типа КНМ, которые собираются из отдельных унифицированных секций. Последовательность сборки, как и в центральных кондиционерах, определяется выбранной! технологической схемой обработки воздуха.
Подвесной многозональный конди-
Рис. 17. Принципиальная схема кондиционера КНУ-12:
1 — патрубок наружного и рециркуляционного воздуха; 2—фильтр для очистки воздуха; 3 — калориферы первого подогрева; 4—оросительная камера; 5 — поверхностный орошаемый воздухоохладитель; 6 — фильтр для очистки воды; 7 — иасос; 8 — сепаратор; 9 — калорифер второго подогрева; 10 — вентиляторный агрегат; 11 — патрубок обработанного воздуха
ционер КН М-5 приведен на рис. 18.
Наружный воздух поступает в кондиционер через открытые створки клапана /, приводимые в движение исполнительным электрическим механизмом 2. Соотношение количества наруж-
ного и рециркуляционного воздуха регулируется положением створок 3 и 21, приводимых в движение от общего исполнительного механизма 22. Из смесительной камеры 20 воздух поступает на очистку в секции фильтров 19, затем в секцию первого подогрева 4, состоящую из одного двухрядного теплообменника. После адиабатического увлажнения в секции 5 воздух поступает в вентиляторную секцию 6, за которой следуют секция шестирядных теплообменников 7 с обводным каналом и секция второго подогрева 8, состоящая из раздельного шестирядного теплообменника.
Переходная секция 9 имеет внутреннюю перегородку 10, которая обеспечивает раздельное движение воздушных потоков после воздухоохладителей (теплообменник в секции 7 и нижняя часть теплообменника в секции 8) и воздухонагревателя (верхняя часть теплообменника в секции 8). Разделенные холодный и горячий потоки воздуха поступают в секцию взаимообратных воздушных клапанов И, которая состоит из трех самостоятель-
29
Рис. 18. Подвесной многозональный кондиционер КНМ-5:
/ . гворчатый клапан для забора наружного воздуха; 2 — исполнительный электричес-
кий механизм; 3 — створчатый клапан для регулирования количества наружного воздуха; 1 секция первого подогрева воздуха; 5 — секция адиабатического увлажнения воздуха; 6 — вентиляторная секция; 7 — секция шестирядных теплообменников; 8 — секция второго подогрева; 9—переходная секция; 10 — перегородка; 11 — секция взаимообратных воздушных клапанов; 12— зоны разделения воздуха; 13 — перегородка; 14 — взаимообрат-ный клапан для регулирования прохода воздуха; /5 — исполнительный электрический механизм; 16 — подставки под секции; 17 — рама кондиционера; 18 — поддон; 19 — секция фильтров; 20 — смесительная камера, 21 — створчатый клапан па заборе рециркуляционного воздуха; 22— исполнительный электрический механизм
пых зон 12. В каждой зоне имеется горизонтальная перегородка 13, примыкающая через уплотнительную прокладку к перегородке 10. В каждой из трех зон образовано два самостоятельных канала: нижний для прохода холодного воздуха и верхний для прохода горячего воздуха. Степень открытия каналов в каждой зоне зависит от положения взаимообратного клапана 14 и работы исполнительного электрического механизма 15.
Таким образом, конструктивная особенность кондиционера КНМ-5 позволяет к выходному фланцу секций взаимообратных клапанов присоединять до шести приточных воздуховодов и тем самым обслуживать шесть самостоятельных зон подачи кондиционированного воздуха. Кондиционеры КНМ-5 заводом-изготовителем поставляются в собранном виде. Длина кондиционера из максимального числа секций составляет 3870 мм, ширина 1710 мм.
В последнее время при строительстве многоэтажных и многокомнатных общественных и административных зданий широко применяются одноканальные СКВ с универсальными эжекцион-ными кондиционерами-доводчиками (ЭКД). Они устанавливаются непосредственно в кондиционируемом помещении и снабжаются холодом или теплом от центральных холодильной или тепловой станций. Кроме того, эжекционные кондиционеры получают наружный обработанный первичный воздух от центрального кондиционера, расположенного в подвале здания или на техническом этаже (возможна и поэтажная их установка).
Эжекционный кондиционер-доводчик КНЭ-У, выпускаемый домодедовским заводом «Кондиционер», приведен на рис. 19. Принцип действия такого кондиционера следующий. Подаваемый
30
12
Рис. 19. Эжекционный кондиционер-доводчик КНЭ-У1.2:
— гибкий патрубок; 2 — скоба; 3 — распределительная труба; 4 — заглушка; 5 — воздушной клапан; 6 — камера первичного воздуха; 7 — сопловые элементы; 8— панель с эжек-тирующими соплами; 9— смесительная камера; 10 — воздушный клапан регулирования .емпературы приточного воздуха; 11 — выходной приточный патрубок; 12—рукоятка воздушного клапана; 13 — теплообменник для горячей воды; 14 — воздушный фильтр; 15 — теплообменник для холодной воды
от центрального кондиционера первичный воздух поступает в ка-меру 6 первичного воздуха эжекционного кондиционера-доводчика. В камере расположена распределительная труба 3, концы которой выступают из торцовых стенок камеры. Один конец закрыт заглушкой 4, а ко второму присоединен гибкий патрубок 1, который соединяет ЭКД с каналом подачи первичного воздуха. Количество первичного воздуха, подаваемого в камеру, регулируется вручную воздушным клапаном 5. Из камеры первичный воздух выходит через сопла 7 со скоростью 15—20 м/с. Благодаря эжектирующему действию струи первичного воздуха подсасывается рециркуляционный воздух из помещения, который предварительно проходит очистку в воздушном фильтре 14 и тепловую обработку в поверхностных теплообменниках 13 и 15.
Обработанный рециркуляционный воздух смешивается с первичным в смесительной камере 9 и через выходной приточный патрубок 11 подается в помещение.
Температура приточного воздуха регулируется воздушным клапаном 10, приводимым в движение вращением рукоятки 12. Для крепления кондиционера к стенке или потолку предусмотрены скобы 2.
Если центральный кондиционер выключен и первичный воздух не подается в камеру, то ЭКД работает как отопительный конвектор.
Универсальные эжекционные кондиционеры-доводчики имеют такую техническую характеристику:
КНЭ-У0.8А КНЭ-У1.2
Производительность по первичному
воздуху, м3/ч 55—160 80—240
31
Холодопроизводительность поверхностного теплообменника, ккал/ч 350—650 500—1000
Максимальная теплопроизводитель-ность поверхностного теплообменника, ккал/ч: при работе с эжекцией 2700 3500
иа режимах с естественной циркуляцией воздуха 1100 1500
Давление первичного воздуха перед кондиционером, кгс/м2, не более 40 40
Рабочее давление воды в теплообменниках, кгс/см2 12 12
Число сопл, шт. 24 36
Масса кондиционеров, кг: с двухрядным теплообменником 21 31
с трехрядным теплообменником 25 35
Кроме универсальных кондиционеров-доводчиков выпускаются неавтономные вентиляторные кондиционеры-конвекторы типа КНК для различных общественных и административных зданий.
Кондиционер-конвектор КНК-0,15 общего назначения представлен на рис. 20. Он состоит из металлического кожуха 8, поверхностного теплообменника 4, диаметрального вентилятора 3, резиновой вставки 2 у нагнетательного отверстия вентилятора, воздушного фильтра 5, рециркуляционной решетки 6, поддона 7, верхней крышки 10 с приточной решеткой 1 и клапана наружного воздуха 9. Такие кондиционеры-конвекторы устанавливаются у оконного проема. Наружный воздух, поступающий на обработку в кондиционер, забирается через щелевой канал в наружной стене. Рециркуляционный воздух забирается из помещения. Теплообменники к подающим и обратным трубопроводам присоединяются к верхним и нижним коллекторам, встроенным в кондиционер.
Рис. 20. Кондиционер-конвектор КНК-0,15:
1 — приточная решетка; 2 — резиновая вставка; 3 — диаметральный вентилятор; 4 — поверхностный теплообменник; 5 — воздушный фильтр; 6 — рециркуляционная решетка; 7— поддон; 8— кожух; 9— клапан наружного воздуха; 10 — верхняя крышка
32
Кондиционеры-конвекторы обшего назначения имеют такую
техническую характеристику:
КНК-0.15 кнк-о,з
Производительность по воздуху, м3/ч 150 300
Количество наружного воздуха, м3/ч 45 90
Поверхность теплообменника, м2 3,8 8,4
Число электровентиляторов, шт. 1 2
Мощность электродвигателей, кВт 0,012 0,024
Габариты, мм:
высота 400 400
глубина 210 210
ширина 600 1200
Местные кондиционеры двухступенчатого испарительного охлаждения КДИ-2,5 выпускаются домодедовским машиностроительным заводом «Кондиционер». Они применяются для обслуживания небольших помещений или их групп общим объемом примерно 400 м3. Основным элементом кондиционера является теплообменник косвенного испарительного охлаждения.
Принципиальная схема кондиционера КДИ-2,5 приведена на рис. 21. Наружный воздух, засасываемый вентилятором 2, очищается в фильтре 1 и подается в основной 3 и вспомогательный 6 каналы. Из вспомогательного канала воздух поступает внутрь трубок теплообменника 14 и обеспечивает испарительное охлаждение воды, стекающей по внутренним стенкам трубок теплообменника. Основной поток воздуха проходит с наружной оребренной стороны трубок теплообменника и отдает через их стенки тепло воде, охлаждаемой испарением.
зацию И Ю 0 8 7 6 5 4
Рис. 21. Кондиционер двухступенчатого испарительного охлаждения КДИ-2,5: / — фильтр; 2 — вентилятор; 3 и 6 — основной и вспомогательный потоки воздуха; 4 и 5 — насосы; 5 и 11 — поддоны; 7 — переливное устройство; 8 — шаровой кран; 10 — орошаемый слой прямого испарения; 12 — створчатый клапан; 13 — распределительное устройство; 14 — теплообменник косвенного испарительного охлаждения: 15 — перфорированные трубки
2 142
33
Рециркуляция воды осуществляется насосами 4 и 9, забирающими воду из поддонов 5 и И. Вода разбрызгивается соответственно перфорированными трубками 15 и через распределительное устройство 13.
Увлажненный вспомогательный поток воздуха после теплообменника выбрасывается в атмосферу или используется для охлаждения ограждающих конструкций и вентиляции вспомогательных помещений. Основной поток воздуха после косвенного испарительного охлаждения у поверхности трубок теплообменника поступает на прямое испарительное охлаждение в орошаемый слой 10, состоящий из гигроскопического материала. Убыль воды в поддоне пополняется через шаровой кран 8, а постоянный ее уровень поддерживается при помощи переливного устройства 7. Соотношение количеств основного и вспомогательного потоков воздуха регулируется вручную при помощи створчатого клапана 12. Основной поток обработанного воздуха по воздуховоду подается в обслуживаемое помещение.
Кондиционер КДИ-2,5 имеет такую техническую характеристику:
Производительность по воздуху, м3/ч: общая 4000
основного потока воздуха 2500
вспомогательного потока 1500
Холодопроизводительность, ккал/ч 13 000
Свободное давление на выходе воздуха, кгс/м2 25
Мощность электродвигателей, кВт: вентиляторов 1,7
насосов 0,24
Напряжение, В 220/380
Теплоотдающая поверхность теплообменника, м2 4,4
Габариты, мм: длина 2110
ширина 1080
высота 1435
Глава III
I—d-ДИАГРАММА ВЛАЖНОГО ВОЗДУХА
§ 6. Основные параметры воздуха
Состав воздуха. Атмосферный воздух представляет собой механическую смесь различных газов, составляющих сухую его часть, и некоторого количества водяных паров. Водяной пар обычно находится в ненасыщенном (перегретом) состоянии, но может переходить в насыщенное и перенасыщенное состояние (туман).
Состав газов в сухой части воздуха отличается сравнительно большим постоянством. Примерный химический состав атмосферного воздуха в процентах приведен в табл. 1.
34
Смесь сухой части воздуха и водяных паров называется влажным воздухом. В используемом при кондиционировании диапазоне температур и давлений влажный воздух можно рассматривать как идеальный газ, следующий законам Бойля—Мариотта, согласно которому занимаемый газом объем и его давление связаны соотношением pilp^ = V2/V1, и Гей-Люссака, когда объемы газов при постоянном давлении пропорциональны абсолютным температурам: У-^Уъ — Следствием законов Бойля—Мариотта и Гей-Люссака является характеристическое уравнение состояния идеального газа, выведенное Клапейроном, которое для 1 кг газа имеет вид
pv = RT, (1) где р — абсолютное давление газа; v — удельный объем газа; R— газовая постоянная; Т—абсолютная температура. Так как удельный объем газа v=V/G, то для произвольного количества газа уравнение (1) примет вид pV=GRT, (1) где V — объем газа; G — масса газа. Таблица 1. Приме мосферноп рный состав ат-воздуха
Компонент Обозначение Содержание по объе-му, %
Кислород Азот Водород Аргон, неон и пр. Углекислый газ Водяные пары 02 n2 н2 Ar,Ne со2 Н2О 20,95 77,89 0,01 0,94 0,03 0,18
Физические свойства влажного воздуха характеризуются следующими параметрами: температурой по сухому термометру t, влагосодержанием d, влагоемкостью dH, относительной влажностью ф, теплоемкостью с, температурой по мокрому термометру tM, удельным объемом v или плотностью у, парциальным давлением водяного пара рп, энтальпией /, температурой точки росы tP. Для определения всех величин, характеризующих состояние влажного воздуха, как правило, достаточно знать два параметра. Поскольку при обработке воздуха в кондиционерах объем влажного воздуха изменяется с изменением температуры, в практических расчетах в качестве единицы измерения принят 1 кг сухого воздуха, масса которого остается неизменной в течение всего процесса обработки.
Свойства насыщенного водяного пара описываются не уравнением (1), а более сложными зависимостями, поэтому на практике для определения р и Т пользуются таблицами физических свойств этого пара (например, по проф. М. П. Вукаловичу).
Температура воздуха показывает степень его нагрева. В технике кондиционирования воздуха для измерения температуры воздуха пользуются термометрами, имеющими стоградусную шкалу Цельсия (t, °C) и абсолютную шкалу Кельвина (Т, К). Соотношение между этими шкалами выражается зависимостью
Т — 273,15 -|- t. (2)
2’ 35
Давление воздуха. Согласно закону Дальтона общее давление смеси равно сумме парциальных давлений нескольких газов, образующих эту смесь, т. е.
k
Р = Pi + Л + Рз + ' ' ’ + Рп = Ърп.
1
Так как влажный воздух представляет собой паровоздушную (бинарную) смесь, то общее давление атмосферного воздуха, или барометрическое давление, равно сумме парциальных давлений сухой его части рс и водяных паров рп:
рб = рс + Рп. (3)
В расчетах процессов кондиционирования воздуха давления атмосферного воздуха и водяных паров обычно измеряются в миллиметрах ртутного столба.
Давление может быть выражено также высотой столба какой-либо другой жидкости, масса которой уравновешивает это давление. Одна техническая атмосфера, равная 1 кгс/см2, уравновешивается столбом ртути высотой 735,6 мм или водяным столбом высотой примерно 10 м. За нормальное атмосферное давление принята одна физическая атмосфера, равная 760 мм рт. ст. при 0°С или 10,333 м вод. ст.
П р и м е р 1. Определить парциальные давления водяного пара рп и сухого воздуха рс в насыщенном влажном воздухе при температуре t = 24'С и барометрическом давлении рс = 735,6 мм рт. ст.
Решение. По таблице основных физических характеристик воздуха (приложение 9) находим парциальное давление водяного пара в воздухе при температуре t = 24°С и барометрическом давлении ре = 760 мм рт. ст., которое составляет р'п = 22,377 мм рт. ст. Следовательно, при рс = 735,6 мм рт. ст.
рп = 22,377 _73Г’’— = 21,65 мм рт. ст.
1 п 760
Из формулы (3) находим рс = ре—Рп = 735,6—21,65 = 713,95 мм рт. ст.
Характеристическое уравнение влажного воздуха. Для G кг влажного воздуха согласно уравнению Клапейрона получим
pBV = GBRBT, (4)
где рв=рс-\-рп=рб — общее, или барометрическое, давление влажного воздуха, мм рт. ст.; GB = GC+Gn— масса сухой части воздуха п водяных паров, кг; 1/==Кв=Кс=Кп — объем паровоздушной смеси или каждого из компонентов, м3; Т — абсолютная температура паровоздушной смеси. К; Rb — газовая постоянная влажного воздуха, которая может быть определена из выражения
R- —£-* + -%-«,. <5)
где GC/GB и Gn/GB — соответственно доли сухой части воздуха и водяного пара в смеси влажного воздуха; Rc и RB — газовые постоянные соответственно сухой части воздуха и водяного пара.
36
Газовая постоянная для каждого газа имеет свое определенное значение и единицу в зависимости от единиц давления. Если давление выражено в миллиметрах ртутного столба, то для водяного пара Рп=3,461 мм рт. ст.-м3/(кг-К), для сухого воздуха /?с = 2,153 мм рт. ст. • м3/(кг • К). Если давление выражено в килограмм-силах на квадратный метр, то /?п— = 47,07 кгс • м/(кг - К), а /?с —29,27 кгс • м/(кг • К).
Влагосодержание воздуха d, г/кг— это масса водяного пара, находящегося во влажном воздухе, отнесенная к массе сухой его части:
d = ~-1000. (6);
Разделив почленно характеристическое уравнение для водяного пара pnV — GnRnT на характеристическое уравнение для сухой части воздуха pcV=GcRcT, получим
Ри__ Rn
Pc 6?c Pc
Подставив значения Gn/Gc из уравнения (6), рс — из уравнения (3) и газовые постоянные Rc = 29,27 кгс-м/(кг-К), Rn = = 47,07 кгс-м/(кг-К), после соответствующих преобразований получим:
для парциального давления водяного пара, кгс/м2
?п ~ Рь 622 + d ’ (?)
для влагосодержания, г/кг
d = 622—п- (8)
Рс
или
d = 622—^-----. (9)
РЪ—Рп V '
Из приведенных уравнений видно, что парциальное давление водяного пара в воздухе при неизменном барометрическом давлении однозначно определяется влагосодержанием и не зависит от температуры.
Влагоемкость воздуха dn, г/кг — это масса водяного пара, содержащегося во влажном воздухе при полном его насыщении, отнесенная к массе сухой его части.
Рассматривая влагоемкость 1 кг воздуха как частный случай его влагосодержания при полном насыщении, можно, пользуясь формулой (9), написать
г/н=622——, (10)
Рб — Рн ’ ' ’
37
где рн — упругость (парциальное давление) водяного пара при полном насыщении, данной температуре и давлении, мм рт. ст. Для температур до 100°С влагоемкость воздуха может быть найдена по таблицам основных физических характеристик воздуха, приведенных в приложении 9.
Относительная влажность воздуха <р в технических расчетах — это отношение массы водяных паров во влажном воздухе к массе водяных паров в воздухе при той же температуре и полном насыщении. Относительную влажность обычно выражают в процентах.
Согласно определению получим
<Р = / -100%. (11)
Иногда относительную влажность воздуха ф выражают отношением фактического (ненасыщенного) состояния парциального давления водяных паров в воздухе к парциальному давлению водяного пара в насыщенном состоянии при той же температуре:
<Р = р" -100%. (12)
Рн
Температура точки росы /р, или просто точка росы, — это такая температура, до которой надо охладить влажный (ненасыщенный ) воздух, чтобы он стал насыщенным (<р= 100%) при сохранении постоянного влагосодержания. Это наинизший предел охлаждения температуры воздуха при постоянном влагосодер-жании.
Температура воздуха по мокрому термометру tM — это температура насыщенного воздуха в условиях испарения воды при сохранении постоянной энтальпии, равной начальной.
Удельная, или массовая, теплоемкость воздуха с — это количество тепла, потребное для нагревания 1 кг воздуха на 1 °C.
Удельная теплоемкость сухого воздуха при постоянном давлении зависит от температуры.
Для процессов, происходящих в СКВ в интервале температур от —50 до +50сС и при практически неизменяемом общем давлении влажного воздуха, удельная теплоемкость сухого воздуха может быть принята постоянной и равной сс=0,24 ккал/(кг-°С).
Иногда в расчетах используется объемная теплоемкость сухого воздуха £8=0,31 ккал/(м3-°С). Удельная теплоемкость воздуха связана с объемной соотношением £в=Тв^с.
Удельную теплоемкость водяного пара сп принимают равной примерно 0,44 ккал/(кг-°C).
Удельную теплоемкость влажного воздуха следует рассматривать как теплоемкость смеси, состоящей из 1 кг сухого воздуха и 0,001г/ кг водяного пара. В связи с незначительной массой водяного пара, приходящейся на 1 кг сухого воздуха, удельную теплоемкость влажного воздуха в практических расчетах прини
38
мают равной удельной теплоемкости сухого воздуха с^сс = =0,24 ккал/(кг-°С).
Энтальпия влажного воздуха 4 — это количество тепла, находящееся во влажном воздухе, сухая часть которого имеет массу 1 кг:
4 = 4 + 4, (13)
где 4— энтальпия 1 кг сухой части воздуха, ккал/кг; 4— энтальпия 0,001 d кг водяного пара, ккал/кг.
Энтальпия сухой части воздуха
4 = 0,24/, (14)
где t — температура воздуха, °C.
Энтальпия 0,001 d кг водяных паров
4 =(597,3+ 0,44/)-^-, (15)
где 597,3 ккал/кг — скрытая теплота испарения воды при температуре 0°С.
Подставив в формулу (13) численные значения 4 и 4, получим энтальпию влажного воздуха, отнесенную к сухой его части, ккал/кг:
4 = 0,24/+(597,3 + 0,44/)-^- (16)
или
4=0,24 /+0,5973 с?+0,00044 td ккал/кг сухого воздуха.
Пример 2 Определить энтальпию влажного воздуха при I = 25°С, <р = 70% и рп = 745 мм рт. ст.
Решение. 1. Находим упругость насыщенных водяных паров при температуре t — 25°С и ре = 760 мм рт. ст. (см. приложение 9):
Рн = 23,756 мм рт. ст.
2. Определяем по формуле (12) парциальное давление водяных паров для заданного состояния воздуха:
Рп = Ри? +" - = 23,756-0,716,3 мм рт. ст. /00 /60
3. Определяем влагосодержание влажного воздуха по формуле (9):
d = 622-74^ЦгТ- = 13’96 Г/КГ-
745 — 16,3
4. Определяем энтальпию влажного воздуха по формуле (16):
1в = 0,24 • 25 + 0,597 • 13,96 + 0,00044 25 • 13,96 = 6 + 8,33 + 0,15 = = 14,48 ккал/кг.
Из приведенного примера видно, что скрытая теплота испарения водяных паров (8,33) составляет значительное количество
39
тепла, а третий член (0,15) незначителен, им в практических расчетах можно пренебречь.
Масса воздуха. Плотность, или объемная масса, влажного воздуха у — это масса его в 1 м3.
Подставляя в характеристическое уравнение влажного воздуха (4) значения газовых постоянных, получим выражения плотности для сухой части воздуха, для водяного пара и для влажного воздуха, кг/м3:
___ Дс Рс _ I Рб Рп____ г» ЛАП Рб Рп . z I -у\ Тс— v__________________________— 2>153 т_т ,
г=°-289 т- <18>
Тв == 0,465 р-б-рр-п- +о,289^ = -*-(0,465р6-0,176дп). (19)
Объемную массу абсолютно сухого воздуха, кг/м3, находящегося под барометрическим давлением рб, получим из уравнения (17), подставив значение рп=0:
Те = 0,465^. (20)
Следовательно,
Тв = Тс-0,176^. (21)
Из формулы (21) следует, что при одном и том же барометрическом давлении объемная масса влажного воздуха меньше, чем сухого.
При температурах, обычно встречающихся в практических расчетах кондиционирования воздуха, разница в массе влажного воздуха и сухой части его незначительна (1%)- Поэтому для упрощения расчетов принимают ув~ус-
§ 7. I—d-диаграмма
I—d-диаграмма, разработанная проф. Л. К. Рамзиным в 1918 г., представляет собой графическую интерпретацию уравнения энтальпии влажного воздуха (приложение 10). Диаграмма строится в косоугольной системе координат, где ось ординат проведена вертикально, а ось абсцисс — под углом 135° к ней. По оси ординат отложены значения энтальпии /, а по оси абсцисс — влагосодержания влажного воздуха d на 1 кг сухого.
Для удобства отсчета влагосодержаний и сокращения размеров диаграммы наклонная ось абсцисс на диаграмме не вычерчивается, а вместо нее через начало координат проводится вспомогательная горизонтальная линия, на которой откладываются значения влагосодержаний (в произвольном масштабе). Через
40
полученные точки проводятся вертикали, представляющие собой линии постоянного влагосодержания d=const. На оси ординат (также в любом масштабе) откладываются значения энтальпии, причем вверх от точки О, соответствующей значениям I=d—О, откладываются положительные, а вниз — отрицательные значения. Через полученные точки параллельно оси абсцисс проводятся линии постоянной энтальпии /=const.
Масштабы для Ind, как независимых переменных, могут быть выбраны произвольно. В данном случае на диаграмме, приведенной в приложении 10, для получения более пологих кривых постоянных относительных влажностей воздуха <р масштабы приняты: Md= 10 г/мм, т. е. 1 мм = 0,1 г/кг сухого воздуха, и Mi = =0,07 ккал/мм. На полученной таким образом сетке, состоящей из параллелограммов, строятся линии изотерм /=const, линии постоянных относительных влажностей <p=const и линия парциальных давлений водяного пара рп.
Для построения изотерм пользуются уравнением 7=0,24/+ +0,5973d+0,00044 td, которое является уравнением прямой линии. Следовательно, изотермы являются прямыми линиями и могут быть построены по двум точкам, например при d=0 и с/=макс. Необходимо иметь в виду, что изотермы между собой не параллельны, так как угол наклона их к горизонтальной оси различен. При низких температурах непараллельность изотерм почти незаметна.
Для построения линий <p=const на каждой изотерме определяют точки, имеющие степень насыщения воздуха <р=5, 10, 20,..., 100%. Соединяя на разных изотермах точки с одинаковой степенью насыщения, получим линии <p=const, имеющие вид расходящихся кривых. Нижняя кривая <р=100% характеризует насыщенное состояние воздуха и называется пограничной кривой.
При повышении барометрического давления линия насыщения на I—d-диаграмме смещается вверх, а при понижении — вниз. При изменениях барометрического давления в пределах ±7,5 мм рт. ст. изменения параметров воздуха будут незначительны, и пх можно не учитывать. Однако при больших изменениях барометрического давления изменения параметров воздуха будут значительными, например: при рб—745 мм рт. ст. параметрам /=18°С и <р=100% соответствуют 1= 12,25 ккал/кг и d=13,2 г/кг, а при рб=640 мм рт. ст. будут: 7—13,6 ккал/кг ц d= 15,4 г/кг.
Для построения линии парциального давления пара с правой стороны диаграммы на прямой, параллельной оси ординат, наносится шкала парциальных давлений в миллиметрах ртутного столба, начиная с рп=0 до возможного значения рп в диапазоне данной диаграммы. Масштаб этой шкалы выбирается крупнее, но с таким расчетом, чтобы линия рп не пересекалась с кривой <р= 100% (1 мм=0,125±0,25 мм рт. ст.).
41
Для построения линии парциального давления пара из точек пересечения изотерм с кривой <р=100% опускают перпендикуляры на вспомогательную горизонтальную линию. От этой линии вверх в принятом масштабе откладываются парциальные давления водяных паров, насыщающих воздух при данных температурах, которые определяют по таблицам (см. приложение 9). Через найденные точки проводится линия парциального давления водяного пара.
Условимся в дальнейшем в единицах энтальпии и влагосодер-жания опускать слова «сухого воздуха».
§ 8. Построение процессов обработки воздуха
На I—d-диаграмме любая точка обозначает вполне определенное физическое состояние воздуха. Так, для воздуха, имеющего физическое состояние, характеризуемое точкой А (рис. 22), легко на 1—d-диаграмме прочитать его параметры: ts, dA, <рА, /А, рА.
Любая другая точка Б диаграммы будет также соответствовать некоторому вполне определенному физическому состоянию воздуха: /б , db , <рь , /б ,Рб .
Условимся считать, что линия, соединяющая между собой точки А и Б диаграммы, соответствует некоторому термодинамическому процессу перехода состояния воздуха из точки А в точку Б.
Если через точку А провести линию Л Б по d=const, то процесс А—Б будет характеризовать нагревание воздуха в калориферах (воздухонагревателях). В этом процессе влагосодержа-ние воздуха остается постоянным, но температура и энтальпия увеличиваются, а относительная влажность уменьшается.
Если через точку А провести линию АВ по d=const вниз до пересечения ее с линией <р= 100%, то процесс А—В представляет изменение состояния воздуха в точке А при его охлаждении до температуры /в в воздухоохладителе. Точка В называется точкой росы для воздуха, имеющего состояние, характеризуемое точкой А, а температура /в — температурой точки росы (tP).
Если воздух состояния в точке А увлажнять рециркуляционной водой, т. е. без подвода и отвода тепла, то процесс А—Г будет происходить при постоянной энтальпии и на I—d-диаграмме изобразится линией /=const. Если провести через точку А линию /=const до пересечения с линией насыщения <р= 100%, то получим точку/" и проходящую через нее линию температуры /г-Эта точка называется точкой мокрого термометра, а температура tr — температурой мокрого термометра tM, или предельной температурой адиабатического охлаждения воздуха.
Каждая линия постоянной энтальпии влажного воздуха 7=const пересекает линию насыщения <р= 100% в одной вполне определенной точке /м. Все точки, лежащие на одной какой-либо линии /=const, характеризующие воздух различного состоя-
42
Рис. 22. Некоторые характерные точки на I — d-диаграмме
ния, имеют одну и ту же постоянную температуру мокрого термометра /м.
При точном вычислении линий постоянной температуры по мокрому термометру они не вполне совпадают с линиями постоянной энтальпии. Но для обычных практических расчетов их можно считать совпадающими. Если этот же воздух, имеющий состояние, характеризуемое точкой А, подвергнуть насыщению водяными парами при /=const, то его состояние при полном насыщении определится пересечением линии /а с линией <р = 100% в точке Д. Точка Д называется точкой изотермического
43
увлажнения воздуха состояния в точке А. Как видно из рис. 22, в процессе А—Д влагосодержание и энтальпия воздуха будут увеличиваться при постоянной температуре (/A=const).
Парциальное давление водяных паров для воздуха, имеющего состояние, характеризуемое точкой А, определится точкой рд, лежащей на пересечении линии dA с линией парциального давления.
Кроме процессов обработки воздуха с постоянными d, I или t воздух может подвергаться политропической обработке, например процессы А—Е или А—Ж. В процессе А—Е будет происходить охлаждение и осушка воздуха, а в процессе А—Ж — увлажнение и нагревание.
Необходимо отметить, что каждый процесс обработки воздуха на I—d-диаграмме изображается линией, соединяющей точки, соответствующие состоянию воздуха в начале и в конце процесса.
Параметры смеси воздуха могут быть определены аналитическим способом или графически при помощи I—d-диаграммы.
Если требуется смешать Gi кг воздуха с параметрами 6, dj, /1 и G2 кг воздуха с параметрами t2, d2 и 12, то аналитически параметры смеси воздуха GCM могут быть получены из уравнений баланса тепла и баланса влаги: температура смеси, °C
Ам — 4~ бгЕ . Осы (22)
влагосодержание смеси, г/кг
dCM — “Ь ^2^2 . Осм (23)
энтальпия смеси, ккал/кг
4м G-Ji G2/2 Gcm (24)
Точку смеси двух объемов воздуха с разными параметрами на I—d-диаграмме можно найти следующим образом (рис. 23). Для каждого состояния воздуха находят соответствующую точку, например точку А, отвечающую Gi кг воздуха с параметрами Е, <рь di, 71, и точку Б, отвечающую G2 кг воздуха с параметрами t2, <р2, d2, /2. Тогда, обозначая пропорцию смеси n=GxfG2 и деля на G2 числитель и знаменатель правой части уравнений (23) и (24), соответственно получим выражения для влагосодержания, г/кг
, ndj 4- d2
— п + 1
и энтальпии, ккал/кг
г П1ц-\- 12
7 см — п + 1 •
44
Рис. 23. Нахождение смеси двух объе- Рис. 24. Нахождение точки смеси мов воздуха с разными параметрами в области тумана
Решая эти уравнения относительно п, имеем
"+++ (25)
п = (26)
'СМ '1
Это и есть уравнения прямой линии, проходящей через точки А, Б и С. Следовательно, точка смеси С лежит на прямой АБ и делит эту линию на отрезки, обратно пропорциональные массе воздуха каждой из составных частей, т. е.
„=_££_= о>_
АС С2 '
Таким образом, чтобы на прямой АБ найти точку смеси С, нужно прямую АБ разделить на количество частей п+1 и от точки Л отложить отрезок, равный одной части, входящей п частями в смесь.
Найдя на линии АБ точку смеси С (см. рис. 23), остальные параметры tcw ICM, dCM читают по 1—-^-диаграмме (см. пример 6). Точка смеси всегда ближе к параметрам того воздуха, сухая часть которого имеет большую массу.
При смешивании двух количеств ненасыщенного воздуха с состояниями, соответствующими точкам А' и Б' (рис. 24), может случиться, что прямая А' Б' пересечет кривую насыщения ср= 100% и точка смеси С окажется в области туманообразова-ния. Такое положение точки смеси С показывает, что в результате смешивания будет происходить выпадение влаги из воздуха. Точка смеси С' при этом перейдет в более устойчивое состояние
45
на кривую насыщения <р= 100% в точку С; при этом на каждый килограмм воздуха смеси выпадает de'—de грамм влаги.
Необходимо помнить, что при смешивании двух или нескольких количеств воздуха в расчетах должны участвовать массы смешиваемого количества воздуха, а не их объемы.
§ 9. Характерные случаи изменения состояния воздуха
В практике процессы изменения состояния воздуха протекают при выделении или поглощении тепла и влаги.
Пусть, например, воздух с начальным состоянием, характеризующимся точкой А с параметрами /д, <рд, d..\, /д, требуется довести до состояния, характеризующегося точкой Б с параметрами tt>, <Fe > dg и /б -
Количество тепла, необходимое для протекания процесса, ккал/ч
Qn=G(/B-/A),
а количество влаги, кг/ч
В7 = С(с1б — Лк
(27)
(28)
где G — количество воздуха, участвующего в процессе, кг/ч. Разделив уравнение (27) на уравнение (28), получим
<2п _ 7б~ 4 _ Д/ ,,
W 0,001(dB — dA) 0,001 Ad ’ '
Рис. 25. Тепловлажностные процессы обработки воздуха на I—d-диаграмме
Такой процесс изменения состояния воздуха, когда одновременно происходит приращение пли потеря тепла и влаги, называется тепловлажностным процессом. На I—d-диаграмме этот процесс можно изобразить лучом, соединяющим точки, характеризующие начальное и конечное состояния воздуха, и показывающим, какое количество тепла получает или отдает 1 кг обрабатываемого воздуха. Графически на I—d-диаграмме этот процесс характеризуется отношением приращения ординат А/ к приращению абсцисс Ad. Отношение е в формуле (29) представляет собой угло
46
вой коэффициент луча (линии) в косоугольной системе координат. Прямая, которая определяется угловым коэффициентом е, называется лучом тепловлажностного процесса. Величина е измеряется в килокалориях на килограмм влаги.
Рассмотрим некоторые случаи изменения состояния воздуха (рис. 25).
Первый случай. Воздух, характеризуемый точкой А, доводится до состояния, характеризуемого точкой Б. При этом воздухом поглощается одновременно тепло и влага, причем 7в > >/а и db >dA. В этом случае направление искомого луча процесса будет характеризоваться отношением
е,= 4—Ю00 > О ds~ dA
и соответствовать нагреванию и увлажнению воздуха.
Второй случай. Начальное состояние воздуха характеризуется той же точкой А и теми же параметрами, а конечное состояние — точкой В с параметрами /в =/д н t/в >dA.
Так как процесс увлажнения воздуха проходит при постоянной энтальпии, то направление луча процесса
е-г
в-'д
йв~‘ dA
•1000 =
, v -1000=0 dB~ dA
и соответствует изоэнтальпическому увлажнению воздуха.
Третий случай Начальное состояние воздуха то же, а конечное состояние характеризуется точкой Г с параметрами /г </д и dr —dA, т. е. процесс проходит при постоянном влаго-содержании с направлением вниз от точки А, так как /д>/г. Направление луча процесса в этом случае будет
/г — !v—
е3=4-----А-• 1000 = г П-А -1000= —оо.
Четвертый случай. Воздух (точка Д) отдает тепло (/д </д) и влагу (dn<dA), т. е. проходит процесс охлаждения и осушения воздуха. Направление луча процесса
е4 = -/---~ 1000 = -~• Ю00 > 0.
dn — rfA —Дс!
Так как приращения тепло- и влагосодержания имеют отрицательные значения, то направление луча процесса будет от точки А к точке Д.
Пятый случай. Воздух (точка Д) отдает влагу (dv<dA) при постоянной энтальпии (/е=7д=const), т. е. протекает процесс осушки воздуха при помощи абсорбентов. Направление луча процесса
Е5
ZE~~ZA dE — ф
•1000
0
dE~ dh
.1000 =0.
47
Но так как приращение влагосодержания будет отрицательным, то направление луча процесса будет от точки А к точке Е.
Шестой случай. Воздух (точка Л) подвергается нагреванию в калориферах при постоянном влагосодержании ((/ж = =(/а—const). Так как /ж>Та, то направление луча процесса
е = 1000 = --~7-А- 1000 = + оо.
6 — dA 0
Так как приращение энтальпии положительное, то направление луча процесса будет вверх от точки А.
Следовательно, лучи процессов е наглядно характеризуют тепловлажностные процессы, протекающие в кондиционируемом помещении или кондиционере.
§ 10. Угловой масштаб
Непосредственное использование для практических расчетов углового коэффициента в на I—d-диаграмме весьма затруднительно, так как этот коэффициент определяется в косоугольной системе координат и не соответствует тангенсу угла наклона луча в прямоугольной системе. Поэтому на практике применяют так называемый угловой масштаб, который представляет собой построенный на I—(/-диаграмме пучок расходящихся лучей с известными угловыми коэффициентами. Это позволяет через любую точку на I—(/-диаграмме провести луч с заданным угловым коэффициентом параллельно соответствующему лучу углового масштаба.
Угловой масштаб строится следующим образом. В соответствии с формулой (29) определяются значения угловых коэффициентов пучка прямых, выходящих из точки А с параметрами воздуха /д=(/а=0. Тогда е—/б/(0,001 (/б ) ккал/кг влаги. Приняв для (/б какое-либо постоянное значение, например (/б = = 10 г/кг, получим е=/б ,0,01 ккал/кг влаги. Изменяя энтальпию через какой-нибудь интервал, например через 1 ккал/кг, получим ряд точек Ei, Б2 и т. д. с параметрами с/б, =10 г/кг, /в, =1 ккал/кг; (/б, =10 г/кг,/в, =2 ккал/кг и т. д. Для каждого из лучей АБ\, АБ2 и т. д. вычислим значения угловых коэффициентов, ккал/кг влаги
Б1 = /Б1/0,01 = 1/0,01 = 100; е2 = /в/0,01 = 2/0,01 = 200.
Теперь лучи углового масштаба могут быть проведены из точки А в точки Бх, Б2 и т. д., но для того чтобы не затемнять 1—(/-диаграмму, их не наносят, а значения е выносят на поля диаграммы (см. приложение 10).
Пользуясь угловым масштабом I—(/-диаграммы, можно по данным в, т. е. Q/W, определить направление луча, по которому протекает процесс, или же наоборот, по заданному направлению
48
луча определить удельный расход тепла на 1 кг влаги. Например, если в помещении выделяется тепла Q= 1000 ккал/ч и влаги W= 10 кг/ч, то тепловлажностное отношение будет характеризоваться угловым коэффициентом е= 100 ккал/кг.
§ 11. Примеры пользования 1—d-диаграммой
На I—d-диаграмме по любым двум параметрам воздуха: t и <р, или Ind, или t и d, или t и / и т. д. (кроме d и рп) можно определить остальные параметры. Энтальпия измеряется по вертикали от ближайшей линии 1 = const, влагосодержание d — по горизонтали от ближайшей линии d=const, температура t—по вертикали между соседними линиями t=const, относительная влажность <р — по Z=const между соседними линиями <p=const.
Необходимо помнить, что для получения хороших результатов графические расчеты необходимо производить на I—d-диа-грамме достаточно больших размеров.
Пример 3. Температура воздуха в цехе ta = 20°С. Относительная влажность <р=50%. Определить, пользуясь I — d-диаграммой, все остальные параметры, т. е. d, 1, рп, tp, tn.
Решение. На диаграмме (рис. 26) находим изотерму, соответствующую 20°С, а на пересечении ее с линией ср = 50% — точку Л, характеризующую данное состояние воздуха. Для определения dA измеряем расстояние от найденной точки по горизонтали до ближайшей линии d = const. В нашем случае ближайшей является d = 7 г/кг, и она отстоит от найденной точки на 4 мм. Следовательно, при масштабе Л4а = 0,1 г/мм получим dA = 7 -f- 4-0,1 = = 7,4 г/кг.
Для определения /А измеряем расстояние от найденной точки по вертикали до ближайшей линии I = const. В нашем случае ближайшей является I = 9 ккал/ч, она отстоит от найденной точки тоже на 4 мм. Следовательно, при масштабе Mr = 0,07 ккал/мм получим /А = 9 + 4 • 0,07 — 9,28 ккал/кг.
Для определения рп в точке А проводим вертикальную прямую по d = = const до пересечения с линией парциального давления пара и измеряем расстояние полученной точки от ближайшего значения рп = 8 мм рт. ст. Это расстояние равно 6 мм. Пользуясь масштабом парциального давления пара 1 мм = 0,125 мм рт. ст., вычисляем искомое парциальное давление водяного пара в точке А
Ра = ри = 8+0,125-6 = 8,75 мм рт. ст.
Точка росы определится, если проведем линию d = 7,4 г/кг = const до пересечения с <р = 100%. В нашем случае находим, что tp = 9,2°С.
Точка С насыщения влагой для воздуха состояния в точке А находится на пересечении изотермы t = 20°С с линией ф = 100%, в которой dc = = 14,8 г/кг и 1с = 13,7 ккал/кг
Температура мокрого термометра и предельная температура изоэнталь-пического охлаждения воздуха состояния в точке А будут на пересечении /А = = 9,28=const с ф=100%- В этом случае tM=13,7°C.
Пример 4. Какую относительную влажность ф можно допустить в помещении при условии отсутствия конденсации водяных паров на перекрытии, если температура наружного воздуха tB = —20°С, коэффициент теплопередачи перекрытия k = 1,2 ккал/(м2-ч-°С) и температура в цехе /в = 17СС?
Решение. Температуру на внутренней поверхности перекрытия ta.B определяем, пользуясь формулой теплового баланса
k(tB /н) = aB(tB — tB_ п).
Из этой формулы
49
*в.п = 'в- —ав-'н)-ав
Принимая ав = 7,5 ккал/(м2-ч«°С), получим
{в. П = 17 - -44-I17 - (-20)] = И,2°С.
50
Температура /в п должна быть на ГС выше точки росы, следовательно /р = 11,2—1 = 10,2°С. Находим на I — d-диаграмме (р'ис. 26) точку В, соответствующую tp = 10,2°С и ср = 100%, и проводим из нее вверх по d = =const прямую до пересечения с изотермой tB=17°C. В точке Г имеем <р = 65%.
Пример 5. Определить массу сухой части влажного воздуха, если даны объем влажного воздуха Ув = 5000 м3 и его параметры: t = 20°С; <р = 50% и рс = 745 мм рт. ст.
Решение При заданных параметрах воздуха по I — d-диаграмме находим точку А (рис. 26), а потом рп — 8,75 мм рт. ст. Затем по формуле (17) находим
Гс = 0,465 745 ~ 8’75' = 1,168 кг/мз.
1 273-ь 20 '
Общая масса сухой части во влажном воздухе объемом 5000 м3
Gc = 5000-1,168 = 5840 кг.
Если же определить объемную массу влажного воздуха, то по формуле (19) находим
0,465-745 — 0,176-8,75 , 177 , -
общая масса его составит
GB = 5000-1,177 = 5885 кг.
Следовательно, разница в массе влажного воздуха и его сухой части составит
GB — Gc = 5885 — 5840 = 45 кг,
т. е. менее 1%. Поэтому в практике не вычисляют массу сухой части воздуха, а пользуются массой влажного воздуха.
Пример 6. Найти параметры смеси воздуха, если смешиваются = = 4500 кг воздуха, имеющего параметры /, = 20'С и <pi = 65%, с G2 = = 1500 кг воздуха, имеющего параметры /2 — 30°С и <р2 = 45%.
Решение. Находим на I— d-диаграмме (рис. 26) точку Д, соответствующую параметрам Л = 20°С и ср, = 65%, и точку Е, соответствующую пара метрам /2 = 30°С и <р2 = 45%, и соединяем эти точки прямой ДЕ.
Находим отношение массовых частей смеси воздуха
п = Gl:G2 = 4500,1500 = 3.
Измеряем длину отрезка ДЕ (в данном случае 42 мм) и делим ее на (п-|-1)=3+1=4 части. Откладываем отрезок, равный единице (в данном случае 42 : 4 = 10,5 мм от точки Д), и находим точку Ж, которая определяет параметры смеси:
/см = 22,5°С; (рсм=60%; /вы=11,8 ккал/кг; dCM=10,3 г/кг.
Найденная точка смеси всегда находится ближе к параметрам той части смешиваемого воздуха, которая имеет большую массу, в данном случае к воздуху первого состояния (точка Д).
Эта задача может быть решена и аналитическим способом [по формулам (22), (23) и (24)], например:
, _ С1П + G2t2 _ 4500-20 + 1500-30 _
см GCM 4500+ 1500 ’ ’
51
dCM = Gxdx+G^ = 4500 974^1500.12 = 10 3 r/
M GCM 6000
/CM= = 4500-10,8 _4-.150p-14,8 = „
CM GCM 6000 ‘
t. e. получились те же результаты.
Пример 7. В воздух помещения объемом V = 5000 м3 с параметрами t = 20°С, v = 1.168 и <р = 50% выделяется Q = 7700 ккал/ч тепла и W — 35 кг/ч влаги, испаряющейся из открытой емкости с температурой жидкости /ж = 80°С. Определить и нанести на I — d-диаграмму луч процесса, характеризующий поглощение тепла и влаги воздухом помещения, определить конечные параметры воздуха в помещении.
Решение. На пересечении изотермы t = 20°С и линии <р = 50% находим точку А (рис. 26) начального состояния воздуха и его остальные параметры: dA = 7,4 г/кг и /д = 9,28 ккал/кг.
Пар, поступающий в помещение при /ж = 80°С, имеет энтальпию
/п = 597,3 4- 0,44-80 = 632 ккал/кг водяного пара.
Скрытое тепло составит
Qc = fnW = 632-35 = 22 120 ккал/ч.
Полное количество тепла, поступающее в помещение, будет равно
<?п = + Qc = 7700 4- 22 120 = 29820 ккал/ч.
Угловой коэффициент, или луч тепловлажностного процесса, определим по формуле (29)
е = _2п_ = ?9820 = 852 ккал/кг W 35
На полях I — d-диаграммы находим луч е = 852 ккал/кг и параллельно ему из точки А проводим луч процесса — прямую АЛ, которая и будет характеризовать процесс изменения состояния воздуха в помещении за счет одновременного поглощения тепла и влаги.
Для определения конечных параметров воздуха в помещении находим приращение влаги (либо тепла) на 1 кг воздуха помещения. Для этого определяем массу воздуха
Gc = Vy = 5000 -1,168 = 5840 кг.
Приращение влаги на 1 кг воздуха
Ad = (35-1000)/5840 = 6 г/кг.
Следовательно, конечное влагосодержание воздуха
dK = 7,4 + 6 = 13,4 г/кг.
На I — d-диаграмме находим точку пересечения луча с линией влагосо-держания воздуха dK = 13,4 г/кг. Это и будет точка К, характеризующая конечные параметры воздуха помещения. В этой точке воздух будет иметь параметры:
/к = 25,3°С; <рк = 63%; dK = 13,4 г,'кг; /к = 14,4 ккал/кг.
52
Проверим аналитическим способом правильность определенных по I — d-диаграмме конечных параметров воздуха, например энтальпии /к.
Приток тепла в данном процессе составляет 29 820 ккал/ч, и приращение тепла на 1 кг воздуха составит
Д/ = 29 820/5840 = 5,1 ккал/кг.
Следовательно, энтальпия воздуха
/к = 9,28 + 5,1 = 14,38 ккал/кг,
т. е. совпадает с данными точки К, полученными по I — d-диаграмме.
Пример 8. Воздух массой 1000 кг с параметрами t = 25°С и <р = 15% увлажняется 7 кг насыщенного пара с давлением 3 кгс/см2. Определить конечные параметры увлажняемого воздуха.
Решение. На пересечении изотермы t = 25°С и линии <р = 15% находим точку М (рис. 26) и ее параметры:
с/м = 3 г/кг и /м = 7,8 ккал/кг.
Количество тепла, содержащееся в паре,
Q = 7(597,3 + 0,44 • 132,88) = 4590 ккал.
Приращение энтальпии воздуха
Д/ = 4590/1000 = 4,59 ккал/кг.
Приращение влагосодержания
да = 7-1000/1000 = 7 г/кг.
Угловой коэффициент луча процесса
е = 4,59/(7-0,001) = 655 ккал/кг влаги.
Найдя на I—d-диаграмме луч углового масштаба е = 655 ккал/кг влаги, проводим параллельно ему через точку М луч, характеризующий тепловлажностный процесс. Точка И, определяющая конечное состояние увлажняемого воздуха, находится на пересечении луча процесса с прямой влагосодержания воздуха:
dH = dM -|- Ad = 3 + 7 = 10 г/кг.
Остальные параметры воздуха в точке Н определяются по диаграмме:
/н = 26°С; фн = 47%; /н = 12,4 ккал/кг.
В заключение следует отметить, что кроме I—^-диаграммы в технике кондиционирования воздуха применяются и другие диаграммы влажного воздуха, например: I—t\ d—t.
Диаграмма, построенная в системе d—/-координат и получившая распространение в США, так называемая психрометрическая диаграмма, представляет собой графическую зависимость температур воздуха по сухому и мокрому термометрам, температуры точки росы и относительной влажности воздуха при заданном барометрическом давлении.
S3
Глава IV
ТЕПЛО- И БЛАГО ОБМЕН МЕЖДУ ВОЗДУХОМ И ВОДОЙ
§ 12. Основные положения
В СКВ широко применяются различные устройства, в которых воздух обрабатывается непосредственным контактом с водой. К таким устройствам относятся оросительные форсуночные камеры и орошаемые насадки. Они позволяют изменять параметры воздуха в широком диапазоне. В теплый период года воздух можно охлаждать и осушать, охлаждать при постоянном влагосодержании, охлаждать и увлажнять его. В холодный период года применяют изоэнтальпическое увлажнение, контактный нагрев и увлажнение воздуха.
Процессы тепло- и массообмена в устройствах для кондиционирования воздуха зависят в основном от явлений теплопроводности, диффузии и конвекции. Лучистый теплообмен в связи с незначительным влиянием, как правило, не учитывается. Для переноса тепла и массы необходимо различие потенциалов в разных точках среды. В качестве характеристики потенциала для переноса тепла принята температура, для переноса массы (водяного пара) — парциальное давление водяных паров. Следовательно, разность температур отдельных точек среды определяет перенос тепла, а различие парциальных давлений — перенос массы. В общем случае изменения температур и парциальных давлений протекают различно как в пространстве, так и во времени. Для упрощения обычно принимают условие о стационарности процессов переноса, т. е. постоянстве во времени потенциалов в различных точках системы и ограничении их изменения только одной пространственной координатой.
При непосредственном контакте воздуха с капельками разбрызгиваемой воды или смоченной поверхностью различных насадок либо слоев изменение состояния воздуха будет зависеть от температуры воды.
Если температура воды ниже температуры воздуха по мокрому термометру, но выше температуры точки росы, то температура воздуха, приходящего в соприкосновение с водой, будет понижаться. При этом вследствие испарения влаги влагосодержа-ние воздуха будет увеличиваться, а энтальпия понижаться. Уменьшение энтальпии объясняется тем, что количество скрытого тепла, поступающего в воздух с водяными парами, будет меньше, чем количество явного тепла, отданного воздухом при контакте с водой на повышение температуры неиспарпвшейся воды.
Если температура воды ниже температуры точки росы охлаждаемого воздуха, то воздух будет охлаждаться и осушаться.
Если температура воды равна температуре точки росы воздуха не насыщенного водяными парами, будет происходить охлаж
54
дение без влагообмена, т. е. без выпадения конденсата или увлажнения воздуха. Это обусловлено отсутствием потенциала для переноса влаги, поскольку парциальные давления водяных паров в воздухе и в пограничном слое над поверхностью воды одинаковы. В I—d-диаграмме такой процесс обработки воздуха изображается прямой, направленной по линии d=const.
Если обрабатывать воздух рециркулируемой водой без охлаждения или подогрева последней, то вода вскоре приобретет постоянную температуру, равную температуре мокрого термометра, так как тепло, отданное воздухом, полностью расходуется на испарение воды. Пары воды, поступающие в воздух, возвращают ему это тепло, но только в скрытом виде. Процесс обработки воздуха идет при 1=const.
Таким образом, воздух понижает температуру, отдавая явное тепло при контакте с водой, и увлажняется. Энтальпия воздуха в этих процессах остается практически неизменной, поэтому такие процессы тепло- и влагообмена принято называть изоэнталъ-пическими (адиабатическими).
§13. Уравнение теплообмена между иоздухом и водой при непосредственном контакте
В оросительных камерах кондиционеров, широко применяемых для охлаждения и осушения воздуха, при отсутствии теплообмена с окружающей средой должно существовать равенство между количеством тепла, отданным воздухом, и количеством тепла, воспринятым водой, т. е.
GK(/H — 7к) = №с(Лгк, (30)
где GK — количество воздуха, проходящее через оросительную камеру, кг/ч; /н, /к — начальная и конечная энтальпии воздуха, ккал/кг; W — количество воды, контактирующей с воздухом, кг/ч; с—массовая теплоемкость воды, равная 1 ккал/(кг-°С) (далее в расчетах опускается); twn, twn — конечная и начальная температуры воды, °C.
Разделив обе части уравнения (30) на GK, получим
— !к = -71- (twK — twn). ик
Отношение W/GK называется коэффициентом орошения п показывает, какое количество воды, разбрызгиваемой в оросительной камере, приходится на 1 кг воздуха, проходящего через камеру.
Обозначив IV'/Gk через р и подставив в уравнение (31), получим
(31)
Л,---= — twn}-
(32)
55
В общем случае полное количество тепла, обмененное между воздухом и водой и отнесенное к 1 м2 поверхности контакта в условиях оросительных камер кондиционеров,
Qn = Q« + Qc, (33)
где Qn — полное количество тепла, ккал/(м2-ч); QH — количество явного тепла, ккал/(м2 • ч); Qc —количество скрытого тепла, ккал/(м2-ч).
Явный теплообмен происходит при разности температур вследствие теплопроводности, конвекции и излучения. Воздух обладает малой теплопроводностью. Теплообмен излучением в кондиционерах также незначителен и в практических расчетах не учитывается. Поэтому под явным теплообменом, происходящим в кондиционерах, в дальнейшем будем понимать только тепло, переданное конвекцией.
Скрытый теплообмен определяется теплотой парообразования и происходит в результате поглощения воздухом или выделения из него влаги вследствие разности парциальных давлений.
Тепловой поток, т. е. количество тепла, переданное конвекцией,
Qa = «K(4 —М- (34)
Поток влаги, т. е. количество обмененной влаги в процессе контакта воздуха с поверхностью воды при нормальном барометрическом давлении, определится уравнением
^ = ₽(^-Рп), (35)
где QH — количество тепла, переданное от воды воздуху, ккал/(м2-ч); ак — коэффициент конвективного теплообмена, ккал/(м2 • ч • °C); tB — температура воздуха, °C; tw— температура поверхности воды, °C; W— количество обмененной влаги, кг/(м2 • ч); р — коэффициент влагообмена, кг/(м2 - ч); рв — парциальное давление водяных паров в пограничном слое воздуха у поверхности воды, мм рт. ст.; ра— парциальное давление водяных паров в пограничном слое воды, мм рт. ст.
Так как парциальное давление водяных паров в воздухе является однозначной и почти линейной функцией его влагосодержа-ния, в дальнейшем удобнее пользоваться не разностью парциальных давлений, а разностью влагосодержаний.
Поскольку кондиционеры работают в области сравнительно низких температур (в пределах до 20°С), можно приближенно принять
я” ~ иП~ = ~ const.
aB~d„
Подставив рв—Ри уравнение (35), получим количество об
56
мененной влаги в процессе контакта воздуха с поверхностью воды
W~^'(dB-dB), (36)
где dB— влагосодержание в основной массе воздуха; dH — вла-госодержание воздуха в пограничном слое, т. е. при температуре, равной температуре поверхности воды и при полном насыщении воздуха водяными парами;
₽' = М- (37)
Количество скрытого тепла, обмененного между воздухом и водой, составит
Qc = rU7 = rm-^H). (38)
где г=597,3—0,56 tw — теплота испарения воды при tw, ккал/кг. В результате такого влагообмена при tw>ta будет происходить испарение воды в воздух, а при Ди<7в — конденсация на поверхности воды водяного пара из воздуха.
Полное количество тепла, переходящее от воды к воздуху при
Qn = Qn Н- Q.c = Ок(tw — Д) Ч- / р7 (dH — dB). (39)
В тех случаях, когда tB>tw и тепло переходит от воздуха к воде, полное количество тепла
Qn = Q« + Qc = aK(Q — tw) + r$'(dB — d„) или
Qn = ^(tB - tw) + r(dB - dB) . (40)
Уравнение (40) может применяться во всех случаях, если условно считать тепловой поток от воздуха к воде положительным, а от воды к воздуху — отрицательным.
Для процессов изоэнтальпического увлажнения воздуха американским ученым Льюисом получен вывод о постоянстве отношения между коэффициентами тепло- и влагообмена и о равенстве этого отношения массовой теплоемкости влажного воздуха, т. е.
ак P'~c = 0,24 + 0,44rfB. (41)
В дальнейшем этот вывод был распространен и на другие процессы при непосредственном контакте воздуха и воды. Результаты исследования различных контактных аппаратов показали, что в определенных условиях соотношение (41) применительно
57
к средним по поверхности контакта значениям коэффициентов тепло- и массообмена не соблюдается.
Подставив значения г и ак/р7 из уравнения (41) в уравнение (40), получим
Qn = £'(0,24/в + (597,3 + 0,44fB)dB — [0,24^ + (597,3 +
+ 0,44ArWH] —' — ^н)1
или
<2п = ?'[(/в- Лг)-М^в-^н)], (42)
где /в и Iw— энтальпия влажного воздуха соответственно при А и tw-
Слагаемое tw(dB—dH) по сравнению с (7В—Iw) очень незначительно (около 0,5%). Поэтому уравнение (42) можно представить в виде
Qn = W-/vr). (43)
Уравнения (42) и (43) позволяют определить только энтальпию воздуха после его обработки, т. е. один из двух параметров, минимально необходимых для характеристики состояния воздуха. Для определения второго параметра воздуха исходим из следующего: если количество воздуха GK с /в и da вступает в контакт с водяной поверхностью, имеющей температуру tw, то для данного процесса действительны уравнения
Qn = GK(IB - Iw) и W = GK(dB - dw).
Разделив левую и правую части первого уравнения на соответствующие части второго, получим
Уравнение (44) в координатах I—d-дпаграммы влажного воздуха определяет угловой коэффициент в прямой, проходящей через точку с параметрами A, dB, характеризующую начальное состояние воздуха, и через точку Iw, dw, характеризующую состояние воздуха при температуре воды tw и относительной влажности <р= 100%.
Кроме того, из уравнения (44) вытекает, что в случаях непосредственного взаимодействия воздуха с водой при Av=const процесс изменения состояния воздуха изображается на I—d диаграмме отрезком прямой, которая определяет процесс изменения состояния воздуха во время его взаимодействия с водой.
В приведенных выводах исходят из того, что за время взаимодействия воздуха с водой энтальпия Av и влагосодержание dw являются постоянными. В реальных условиях (в оросительных камерах кондиционеров) температура воды изменяется в преде
58
лах 3—4°C, и линия, отображающая процесс тепловлагообмена на I—d-диаграмме, будет иметь некоторую кривизну. Однако в пределах тех небольших изменений температур воды tw с которыми приходится иметь дело в практике кондиционирования воздуха, указанными изменениями можно пренебречь.
§ 14. Процессы обработки воздуха водой
Пусть точки А и Б (рис. 27) представляют начальное и конечное состояния воздуха. Процесс изменения состояния воздуха изобразится некоторой непрерывной линией АБ, соединяющей эти точки. На рис. 27 для примера показаны три таких процесса: 1) воздух может быть сначала подогрет (точка Б,), а затем увлажнен и доведен до конечного состояния в точке Б; 2) воздух сначала может быть увлажнен (точка Б2), а затем подогрет до конечного состояния в точке Б; 3) воздух подогревается и увлажняется одновременно (прямая АБ).
Возможны семь характерных процессов взаимодействия воздуха с водой постоянной температуры tw (рис. 28). Они представлены семью лучами, лежащими в пределах криволинейного треугольника АБВ, у которого одной стороной является кривая насыщения ср —100%, а двумя другими — касательные к этой кривой, проведенные пз точки А начального состояния воздуха. Любой процесс взаимодействия воздуха с водой постоянной температуры изобразится лучом, находящимся в. пределах этого треугольника, так как ни один луч, выходящий из точки А вне треугольника, не может пересечься с кривой q>= 100%.
Процесс 1 протекает при ZW<^P; в этом случае воздух отдает тепло воде, что приводит к снижению температуры воздуха и сопровождается конденсацией влаги, находящейся в воздухе. Процесс характеризуется охлаждением и осушкой воздуха.
Процесс 2 протекает при tw=tp по линии d=const. Происходит охлаждение воздуха без конденсации влаги (сухое охлаждение).
Процесс 3 протекает при tP<tw <tM. Здесь тепло, отдаваемое воздухом воде, частично расхо-
J
а
Рис. 27. Построение процессов обработки воздуха на I—d-диаграмме
59
J
Рис. 28. Изображение на I—d-диаграмме семи возможных процессов взаимодействия воздуха с водой постоянной температуры
дуется на испарение воды. Температура воздуха понижается, а влагосодержание его возрастает, т. е. воздух охлаждается и увлажняется.
При процессах 1, 2, 3 воздух обрабатывается холодной водой с температурой ниже температуры мокрого термометра.
Процесс 4 протекает при tw—tM по линии 7=const. Воздух охлаждается до tM, энтальпия его не изменяется, так как тепло, теряемое воздухом при теплообмене с охлаждающей его водой, возвращается в воздух вместе с испарившейся влагой, а влагосодержание увеличивается (процесс изоэнтальпический).
Процесс 5 протекает при /м<7тг<7в. Температура воздуха понижается, а тепло и влагосодержание увеличиваются. Воздух будет охлаждаться и увлажняться.
Процесс 6 протекает при tw=tB по линии t=const. В этом случае ни воздух, ни вода не изменяют своих температур. Теплообмен между водой и воздухом отсутствует, происходит только его увлажнение (процесс изотермический).
Процесс 7 протекает при tw>tn. Происходит передача тепла от воды к воздуху. Воздух нагревается и увлажняется.
При процессах 5, 6, 7 воздух обрабатывается теплой водой с температурой выше температуры мокрого термометра.
60
При контакте воздуха с водой невозможно осуществить следующие три прецесса: осушку и одновременное нагревание воздуха, нагревание воздуха без изменения влагосодержания, осушку воздуха без изменения его температуры. Все эти процессы изображаются линиями, лежащими вне треугольника АБВ и не могут быть осуществлены при непосредственном контакте воздуха с водой. Для получения процессов осушки воздуха при одновременном его нагревании применяется осушка и нагревание воздуха путем контакта его с веществом, обладающим большой абсорбционной способностью к влаге, например силикагелем. Нагревание же воздуха без изменения его влагосодержания получается при помощи поверхностных воздухонагревателей.
§ 15. Эффективность теплообмена в оросительных камерах
Как указывалось, процесс взаимодействия воздуха с водой в оросительной камере при tw—const приводит к тому, что конечная температура воздуха будет равной температуре воды, стекающей в поддон камеры, т. е. t3=tw (идеальный процесс). Такой процесс изобразится отрезком прямой (рис. 29), соединяющей точку Н (начальное состояние воздуха) с точкой W, лежащей на кривой насыщения <р= 100%, соответствующей температуре воды tw.
Однако в практике этот процесс не приводит к полному выравниванию температур, а в зависимости от количества воды и возду-
ха, вступающих в контакт в единицу времени, и длительности взаимодействия воздуха с водой конечное состояние воздуха оказывается промежуточным между точками Н и W и характеризуется, например, точкой К(ф<100%). которая соответствует реальному процессу теплообмена в оросительной камере. Поэтому реальные процессы теплообмена будут отличаться от идеальных. Это отличие характеризуется эффективностью процесса теплообмена Е, показывающей отношение реального теплообмена к максимально возможному в идеальном процессе.
Рис. 29. Изображение иа /—d-диаграмме идеального и реального процессов теплообмена в камере кондиционера
61
Как видно из построения реального и идеального процессов в камере на /—d-диаграмме (рис. 29), эффективность процесса может быть представлена любым из трех отношений:
р____ ПК tn Л1
HW — t„-tw ~d„-dw~ In-lw' У ) где tH, dH, IH — соответственно температура, влагосодержание и энтальпия воздуха в начале процесса, т. е. воздуха, поступающего в камеру; tK, dK, IK—до же, в конце реального процесса, т. е. воздуха, выходящего из камеры; tw, dw, Iw — то же, воздуха при температуре воды, соответствующей идеальному (теоретическому) процессу.
Для определения коэффициента эффективности процесса теплообмена можно принимать:
для процессов, протекающих по Z=const, £ _________________ _ Лз Л< .
----------------------- d\yr Аз - Iw ’ для процессов, протекающих по 7=const,
£ ___ I’. ly t Лз ~ Iк .
— dw 1К — I \х~' для процессов, протекающих по d=const,
р Ат . IW 1к
d f ___f I _ /
4н ‘и — ‘w
Для всех политропических процессов пользуются любым из приведенных соотношений (45).
Отсутствие надежных способов вычисления или экспериментального определения фактической поверхности контакта между воздухом и каплями воды привело к необходимости оценки и расчета форсуночных оросительных камер с помощью коэффициентов эффективности теплообмена. Численные значения этих коэффициентов для различного типа контактных аппаратов определяют на основании испытаний.
В практике проектирования применяется несколько различных методов теплотехнических расчетов оросительных камер, описание которых приведено в главе VII.
(46)
(47)
(48)
Глава V
РАСЧЕТ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 16. Исходные данные для проектирования
В исходных данных должны быть следующие сведения:
1. Район строительства.
2. Выкопировка из генерального плана с нанесением проектируемого здания и существующих или проектируемых инженер
62
ных коммуникаций (электросети, теплосети, водопровода, канализации, лпвнестоков).
3. Планы и разрезы здания с размещением технологического оборудования и его технической характеристикой, а также детальное описание строительных конструкций.
4. Краткое описание технологического процесса с указанием числа смен, количества людей в каждом помещении по сменам.
5. Назначение СКВ (технологическое или комфортное). При технологическом кондиционировании необходимо задание оптимальных параметров воздушной среды, требуемых для технологического процесса, с указанием амплитуды допустимых отклонений от заданных значений.
6. Подробные сведения об источниках выделения тепла, влаги, газов, пыли и других производственных вредностей.
7. Данные о местных отсосах и объемах воздуха, удаляемого ими.
8. Сведения о теплоносителе для нагрева воздуха: давление и температура пара либо давление и расчетные температуры в подающей и обратных линиях водяной тепловой сети.
9. Данные о параметрах электросети.
10. Сведения о помещениях, которые могут быть использованы для размещения оборудования СКВ.
11. Особые требования, предъявляемые к СКВ, если они имеются.
§ 17. Выбор параметров внутреннего воздуха
СКВ комфортного назначения рассчитываются на поддержание параметров воздуха в кондиционируемых помещениях, оптимальных для самочувствия находящихся в них людей. Параметры определяются условиями тепло- и влагообмена, которые, в свою очередь, зависят от конституции человека, состояния его здоровья, характера выполняемой им работы, нервного напряжения, одежды, а также от температуры, влажности, скорости движения окружающего воздуха и других факторов. Учет всех перечисленных выше условий для каждого конкретного случая весьма затруднен. Нормами регламентированы значения оптимальных параметров воздуха для различных производственных, общественных и жилых помещений (приложения 11 и 12).
Системы кондиционирования воздуха технологического назначения рассчитываются на поддержание параметров воздуха в помещениях, оптимальных для проведения производственных процессов, либо для хранения ценных материалов. В тех случаях, когда технологические требования выходят за пределы санитарно-гигиенических норм, эти параметры должны согласовываться с Государственной санитарной инспекцией.
При отсутствии специальных требований в местах установки датчиков допускаются отклонения от оптимальных метеорологи
63
ческих условий до ±1°С по температуре и ±7% —по относительной влажности воздуха. При применении местных кондиционеров-доводчиков или смесителей с индивидуальными регуляторами прямого действия допускается отклонение оптимальной температуры в местах установки датчиков до ±2°С.
При выборе параметров воздуха в помещении необходимо иметь в виду, что стоимость устройства и эксплуатации систем кондиционирования воздуха неоправданно увеличится, если выбранные значения температуры и влажности будут завышены для холодного периода года или занижены для теплого.
§ 18. Выбор параметров наружного воздуха
Выбор расчетных параметров наружного воздуха определяется климатическими условиями местности, где будет работать СКВ, и ее назначением.
В СНиП П-33-75 приведены расчетные значения температуры и энтальпии (теплосодержания) воздуха для различных городов Советского Союза. Эти значения указаны для трех категорий параметров климата: А, Б и В, которые определены следующим образом.
Для холодного периода года:
параметры А — средняя температура и энтальпия воздуха, соответствующая этой температуре и средней относительной влажности самого холодного месяца в 13 ч дня;
параметры Б — средняя температура наиболее холодной пятидневки и энтальпия воздуха, соответствующая этой температуре и средней относительной влажности самого холодного месяца в 13 ч дня;
параметры В — абсолютная минимальная температура и энтальпия воздуха, соответствующая этой температуре и средней относительной влажности воздуха самого холодного месяца в 13 ч.
Для теплого периода года:
параметры А — температура и энтальпия воздуха, более высокие значения которых в данном географическом пункте наблюдаются в среднем 400 ч и менее в году. Расчетная температура для параметров А соответствует средней температуре самого жаркого месяца в 13 ч дня во всех пунктах, указанных в нормах, кроме ряда пунктов в северных районах страны, где расчетная температура на 1,5—2,5°С выше средней температуры самого жаркого месяца;
параметры Б — температура воздуха, более высокое значение которой в данном пункте наблюдается 220 ч и менее в году, и энтальпия воздуха, более высокое значение которой наблюдается 200 ч и менее в году (в среднем по многолетним наблюдениям);
параметры В — абсолютная максимальная температура и со-
64
ответствующая этой температуре энтальпия воздуха, зарегистрированные наблюдениями за многолетний период в данном пункте.
В приложении 13 приведены расчетные параметры наружного воздуха для некоторых городов СССР по данным СНиП П-33-75.
СКВ рассчитываются на параметры Б. Параметры В принимаются в исключительных случаях при наличии обоснованных технологических требований.
§ 19. Производственные вредности
В результате жизнедеятельности людей (биологических процессов) и протекания технологических процессов в помещениях выделяются различные «вредности», которые можно сгруппировать в следующие пять групп: теплопоступления, влаговыделе-ния, вредные газы, производственная пыль и лучистое тепло. Для локализации их и доведения до допустимых концентраций, в помещениях должен быть организован определенный воздухообмен. Количество выделяющихся вредностей и требуемый воздухообмен в помещениях определяются общеизвестными методами, принятыми в отопительно-вентиляционной технике.
Рассмотрим основные источники тепло- и влагопоступлений в помещения.
Выделение тепла в помещения в теплый период года определяются суммированием поступлений его через ограждающие конструкции, от технологического оборудования, искусственного освещения и от людей. Эти поступления, как правило, являются переменными во времени, так как зависят от температуры наружного воздуха, солнечной радиации и тепловыделений в помещении. Поэтому необходимо составлять почасовой (или с интервалом в 2—3 ч) расчет поступлений тепла в помещение, в результате которого может быть определена максимальная тепловая нагрузка на СКВ и ее действие.
Средние амплитуды колебания температуры наружного воздуха в течение расчетных суток для городов европейской части СССР составляют 11—14°С.
Тепло, выделяемое людьми, складывается из явного, т. е. передаваемого в воздух помещения конвекцией и лучеиспусканием, и скрытого тепла, затрачиваемого на испарение влаги с поверхности кожи и из легких. Соотношения между количеством явного и скрытого тепла зависят от интенсивности мускульной работы, производимой человеком, и от параметров окружающего воздуха. С повышением интенсивности работы и температуры окружающего воздуха увеличивается доля скрытого тепла.
Тепло- и влаговыделения людьми в зависимости от температуры воздуха в помещении и интенсивности работы приведены в приложении 14.
Количество явного тепла, выделяемого людьми в помещение,
Q« = qn, (49)
з
65
где q — количество явного тепла, выделяемое одним человеком, ккал/ч (см. приложение 14); п — число человек в помещении.
Поступление тепла через наружные и внутренние ограждения вследствие разности температур в помещении и наружного воздуха (или внутреннего в смежном помещении) в теплый период года определяется теми же общими методами, что и теплопотери в холодное время.
При расчете поступлений тепла через чердачные перекрытия в летнее время следует учитывать, что на чердаке температура более высокая, чем наружная, вследствие облучения крыши солнцем. Ориентировочно можно принимать температуру на чердаке для местностей средней полосы СССР при стальных кровлях 45°С, а при этернитовых кровлях 35°С. Коэффициент теплопередачи чердачного перекрытия для помещений, оборудуемых СКВ, по технико-экономическим соображениям должен быть не более 0,6 ккал/(м2-ч-°С).
Значительные поступления тепла происходят через кровлю в тех случаях, когда помещение имеет совмещенное покрытие. Эти поступления для географических широт 50—55° можно принимать ориентировочно равными 15 ккал/(м2-ч).
Поступления тепла от солнечной радиации * через световые проемы часто бывают весьма значительны. Поэтому правильный учет этих теплопоступлений, а также мероприятия по их снижению имеют большое значение при определении тепловой нагрузки на СКВ.
Поступление тепла от солнечной радиации зависит от угла, под которым солнечные лучи падают на поверхность, ориентации по странам света облучаемой поверхности и пр. Тепло солнечной радиации, поступая в помещение, нагревает пол, стены, мебель, оборудование, а потом уже переходит в воздух помещения. Следовательно, нагревание воздуха в помещении запаздывает относительно времени поступления тепла. Расчет максимальных поступлений тепла в кондиционируемые помещения производится для расчетных суток, когда максимальная температура наружного воздуха равна расчетной для теплого периода. Как правило, согласно требованиям СНиП 11-33-75, эта температура соответствует расчетным параметрам наружного воздуха Б. В отдельных случаях, при наличии технологических обоснований, допускается расчет по параметрам В. Параметры А при расчетах систем кондиционирования воздуха применяются очень редко в связи с низкой обеспеченностью заданных внутренних параметров для многих населенных пунктов СССР.
Поступления тепла в помещения за счет солнечной радиации и разности температур наружного и внутренного воздуха через световые проемы ккал/ч, определяются по формуле
* При написании данного раздела использованы материалы, приведенные в СНиП 11-33-75.
66
Qo = {q'F. + Fo. (50)
где q', q" — количества тепла, поступающие в помещения в июле через одинарное остекление световых проемов, ккал/(м2-ч); F0=F'0-\-F"0— площадь световых проемов, определяемая по наименьшим размерам (в свету), м2; С — коэффициент солнце-защиты, принимаемый по приложениям 15 и 16; Ro — сопротивление теплопередаче заполнения светового проема, принимаемое по приложениям 15 и 16, м2-ч-°С/ккал; ta, tB — расчетные температуры соответственно наружного и внутреннего воздуха, °C.
Значения величин q' и q", ккал/(м2-ч), для расчетного часа суток (по истинному солнечному времени) следует определять, исходя из расчетной географической широты места строительства и ориентации световых проемов в зданиях и сооружениях по формулам:
для вертикального остекления световых проемов, частично или полностью облучаемого прямой солнечной радиацией,
q (<7в. п “Ь <?в. р)А\АГ2« (51)
где 9в.п, <7в.р — поступления тепла соответственно от прямой и рассеянной солнечной радиации в июле через вертикальное остекление светового проема, принимаемые для расчетного часа суток по приложению 17, ккал/(м2-ч); Ki— коэффициент, учитывающий затенение световых проемов переплетами и загрязнение атмосферы, принимаемый по приложению 18; Къ— коэффициент, учитывающий загрязнение стекла и принимаемый по приложению 19;
для вертикального остекления световых проемов в тени или при затенении светового проема наружными затеняющими конструкциями или откосами проема
?" = ?в.РКЛа; (52)
для горизонтального остекления световых проемов, облучаемого прямой солнечной радиацией,
Я' = (?г. п + qr. (53)
где <7г.п, <7г.р — поступления тепла, ккал/(м2-ч), соответственно от прямой и рассеянной солнечной радиации в июле через горизонтальное остекление светового проема, принимаемые для расчетного часа суток по приложению 17.
При расчетах СКВ следует принимать наибольшие значения суммарной или рассеянной радиации через световые проемы заданной ориентации за те часы, в течение которых помещение эксплуатируется (приложение 17).
При определении поступлений тепла в помещения, имеющие остекленные проемы в противоположных стенах, следует
3* 67
рассчитывать поступления тепла через каждое ограждение отдельно и принимать в расчет наибольшую их сумму за период эксплуатации помещения (если не задан расчетный час суток).
При определении поступлений тепла в помещения, имеющие световые проемы в стенах, расположенных под углом друг к другу, большее значение поступлений тепла (когда не задан расчетный час суток) следует определять, составляя почасовой график поступлений тепла по ходу солнца за период эксплуатации помещения, начиная с предшествующего часа. При применении наружных солнцезащитных строительных конструкций для затененной площади следует учитывать поступления тепла только от рассеянной радиации.
При определении расчетного количества тепла, поступающего в помещение за счет солнечной радиации через световые проемы без средств солнцезащиты в помещении или в межстекольном пространстве, следует учитывать аккумуляцию части тепла внутренними ограждениями помещения. Это позволяет снизить максимальное поступление тепла в помещение за счет солнечной радиации в среднем на 10—20%.
Для уменьшения теплопоступлений от солнечной радиации рекомендуется, по возможности, ориентировать помещения с кондиционированием воздуха световыми проемами на север и северо-запад, устраивать минимальное число световых проемов, избегать устройства фонарей, применять защитные противорадиационные приспособления: двойные остекленные проемы, шторы, козырьки, жалюзи и т. д. Это может значительно уменьшить поступление тепла от солнечной радиации.
Пример 9. Определить количество тепла, поступающее через 10 м2 площади окна с двойным остеклением в металлических рамах в юго-западной стене здания, расположенного в промышленном районе г. Киева, при температуре наружного воздуха 28,7°С и внутренней температуре 24°С, при отсутствии искусственного затенения. Остекление — обычное листовое стекло толщиной 3 мм. Максимальные теплоизбытки в помещении приходятся на 13 ч.
Решение. Рассчитываем по формуле (50), поскольку вся площадь окна облучается прямой радиацией (по условию затенение отсутствует). Формула (50) приобретает вид:
Qo = Q'FoC + A_zA_F(). (54)
АО
Значение q' находим по формуле (51)
Ч’ = (?В. П + Чв.
По приложению 17 находим для северной широты 48° в 13 ч
?в.п = 303 ккал/(ч-м2) и <?В.Р = 81 ккал/(ч-м2).
По приложению 18 находим Ki — 0,54 и по приложению 19 К2 = 0,9. По приложению 16 находим С = 1 и Ro = 0,2 м2/(ч-ккал-°С).
Подставляя найденные значения в формулу (54), получим
68
Qo— (303 4- 81)0,54-0,9-10-1 + 28-7p~ 24 • 10 = 1856 + 235 = 2091 ккал/ч.
Пример 10. Для условий примера 9 определить поступление тепла, если окно закрыто внутренней шторой из тонкой светлой ткани.
Решение. По приложению 16 находим С = 0,56. Тогда
Qo = 1856-0,56 + 235 = 1274 ккал/ч.
Поступление тепла от работающих в помещении электродвигателей и механического оборудования следует определять раздельно. Это обусловлено тем, что в зависимости от назначения оборудования потребляемая им энергия может полностью переходить в тепло в помещении (ткацкие станки, крутильные машины) либо частично удаляться из него с обрабатываемым продуктом или перекачиваемой жидкостью (насосы).
Тепловыделения от электродвигателей, ккал/ч
<2Э =8607Vtj17j21=-^, (55)
чэ
где М— установленная мощность электродвигателя, кВт; тр — коэффициент загрузки электродвигателя, равный отношению средней мощности, потребляемой оборудованием, к номинальной мощности электродвигателя; т]2 — коэффициент одновременности работы электродвигателей; т)э — коэффициент полезного действия электродвигателя, определяемый по каталожным данным.
Формула (55) учитывает поступление тепла в помещения только от электродвигателей, не имеющих принудительного охлаждения, отводящего тепло за пределы помещения.
Тепловыделения от оборудования, которое приводится в действие электродвигателями, ккал/ч
Qo = ббОТУтз^, (56)
где 7]з — коэффициент перехода тепла в помещение, учитывающий часть тепла, которая может быть унесена из помещения обрабатываемым материалом, перекачиваемой жидкостью или воздухом.
Общие тепловыделения от электродвигателей и оборудования определяются суммированием результатов расчета по формулам (55) и (56).
Тепловыделения от электрического освещения и электронагревательных приборов, ккал/ч
Q3 = 8607V, (57)
где М— установленная мощность осветительной и нагревательной аппаратуры, кВт.
Тепловыделения от нагретого производственного оборудования и материалов, как правило, должны определяться по данным
69
технологических тепловых балансов. Тепловыделения от нагретых поверхностей, ккал/ч
Qn = ^«от(^п — Q,
(58)
где F — теплоотдающая поверхность, м2; аОт — коэффициент теплоотдачи, ккал/(ч-м2-°С); tn — температура нагретой поверхности, °C; tB — температура воздуха в помещении, °C.
Значения схот для укрытий, воздуховодов и зонтов определяют по формуле
аот = 2 4- 10/т>,
где v — скорость движения воздуха, м/с.
Тепловыделения от продуктов сгорания и химических реакций, если таковые протекают открыто в помещении (газовая сварка, стеклодувные работы), ккал/ч
Qx = GQp^x.
(59)
где G — расход горючего, кг/ч; Qp —теплота сгорания горючего, ккал/кг; т)х=0,94-0,97 — коэффициент, учитывающий неполноту химического сгорания горючего.
Значение теплоты сгорания Qp для некоторых газообразных горючих приведены в табл. 2.
Тепло- и влагопоступления от инфильтрации, т. е. проникно
вения наружного воздуха в помещение, происходят, главным
Таблица 2. Теплота сгорания газообразных горючих
Горючее Теплота сгорания, ккал/кг Количество выделяющихся при сгорании водяных паров, кг/кг
Ацетилен 11 400 0,7
Бензин 10 200 1,4
Водород Светильный газ 28 700 9
(каменноугольный) 4200 1,3
образом, через щели и неплотности в окнах и дверных притворах. Они вызываются разностью давлений между наружным воздухом и воздухом кондиционируемого .помещения, а также действием ветра. В кондиционируемом помещении, как правило, необходимо поддерживать повышенное давление по отношению к наружному воздуху и соседним помещениям, что исключает инфильтрацию наружного необработанного воздуха. Необходимые количества воздуха для созда
ния повышенного давления в помещениях, имеющих окна на одну сторону, составляют 1 объем/ч, на две стороны—1,5 объема/ч, на три-четыре стороны — 2 объема/ч и для вестибюлей — 2—3 объема/ч.
Количество вредных веществ, выделяющихся в производственные помещения, следует принимать по данным технологичес
70
кой части проекта или по нормам технологического проектирования. При отсутствии этих данных допускается определять их по санитарным характеристикам, указанным в паспортах технологического оборудования, по материалам обследования аналогичных предприятий или расчетом.
§ 20. Производительность систем кондиционирования воздуха
Производительность СКВ следует рассчитывать отдельно для теплого, переходного и холодного периодов года.
Для каждого из периодов года расчет выполняют по таким формулам:
при расчете по избыткам явного тепла т ________________ j . 0я 0,29£о 3(Г0 3
Ь1 - -Lo. 3 “г
— ^п) 0,29(Гух — /и)
при расчете по избыткам влаги
, , ^-1.2^0.36*0.3
^-Ьо.з+ l,2(dyX-dn)
при расчете по избыткам полного тепла
Qn — 1 |2LO 3(/0 3 -
**п)
— Lq. з
1>2(/ух In)
(60)
(61)
(62)
при расчете по количеству выделяющихся вредных веществ
1 Т I -3(Zo. з' гп) /сох
L 4 = L о. з Ч----------;-------, (63 )
*ух
где Zo.3 — количество воздуха, удаляемое из рабочей или обслуживаемой зоны помещения местными отсосами, общеобменной вентиляцией и на технологические или другие нужды, м3/ч (объемная масса воздуха у = 1,2 кг/м3); QH, Qn—избытки соответственно явного и полного тепла в помещении, ккал/ч; to.3 — температура удаляемого воздуха, °C; 7П — температура воздуха, подаваемого в помещение, °C; /ух — температура воздуха, удаляемого из помещения, °C; W — избытки влаги в помещении, г/ч; d0.3 — влагосодержание удаляемого воздуха, г/кг; — влагосодержание воздуха, подаваемого в помещение, г/кг; 7о.з — энтальпия удаляемого воздуха, ккал/кг; 7ух — энтальпия воздуха, удаляемого из помещения за пределами рабочей или обслуживаемой зоны, ккал/кг; /п — энтальпия воздуха, подаваемого в помещение, ккал/кг; Z — количество вредных веществ, поступающих в помещение, мг/ч; z0.3 — концентрация вредных веществ в удаляемом воздухе, мг/м3; zyx— концентрация вредных веществ в воздухе, удаляемом из помещения за пределами рабочей или обслуживаемой зоны, мг/м3; 2П — концентрация вредных веществ в воздухе, подаваемом в помещение, мг/м3.
71
Во всех приведенных выше формулах количество воздуха определено при объемной массе воздуха у = 1,2 кг/м3. При необходимости уточненных расчетов полученные объемы следует пересчитывать, исходя из удельной массы воздуха, соответствующей действительным условиям.
При проектировании СКВ следует принимать большую из величин Li—£4, полученных по формулам (60) — (63). Параметры воздуха, удаляемого из рабочей или обслуживаемой зоны, принимают равными заданным параметрам воздушной среды в помещении.
По формулам (60) — (63) определяют общую производительность СКВ, при этом количество подаваемого в помещение наружного воздуха не должно быть менее требуемого по СНиП П-33-75.
При одновременном выделении в помещения нескольких вредных веществ однонаправленного действия воздухообмен следует определять в соответствии с требованиями «Санитарных норм проектирования промышленных предприятий», суммируя воздухообмены, определенные расчетом. Когда выделяющиеся в помещения газы и пары могут образовать взрывоопасные смеси, полученный воздухообмен следует проверять расчетом. Допускаемая концентрация газов и паров не более 5% от нижнего предела взрываемости при параметрах наружного воздуха, принятых для СКВ.
При расчетах С1\В большей частью встречаются помещения с одновременным выделением тепла и влаги. Расчет количества воздуха для кондиционирования рекомендуется выполнять с помощью / — ^-диаграммы влажного воздуха, составленной для барометрического давления, соответствующего расчетному для данной местности.
При пользовании I — ^-диаграммой количество воздуха удобнее выражать в килограммах в час с последующим переводом (для выбора кондиционеров) в объемные единицы по формуле
£ = G/y, (64)
где £ — количество воздуха, м3/ч; G — количество воздуха, кг/ч; V — объемная масса воздуха, кг/м3.
В большинстве случаев при расчете СКВ параметры удаляемого воздуха /ух, б/ух, 7ух, £Ух принимают равными параметрам воздуха в обслуживаемой зоне d0.3, /0.3, 7о.з, £о.з. При этом условии, а также с учетом замены объемных единиц массовыми вместо формул (60) — (63) для упрощения расчетов могут быть использованы следующие формулы:
при расчете по избыткам явного тепла
(65)
72
(66)
(67)
(68)
при расчете по избыткам влаги
С — W 2 Adp ’
при расчете по избыткам полного тепла р Qn Gi = ~W'
при расчете по количеству выделяющихся вредностей
Gi="~bZ^'
где Gi — G4— производительность СКВ, кг/ч; Д?р=/О3— /п — рабочая разность температур воздуха в обслуживаемой или рабочей зоне /о.з и подаваемого воздуха /п, °C; Adp— рабочая раз-ность влагосодержаний воздуха в обслуживаемой или рабочей зоне do.3 и подаваемого воздуха dn, г/кг; Д7Р— рабочая разность энтальпий воздуха в обслуживаемой или рабочей зоне 7о.з и подаваемого воздуха 7П, ккал/кг; ДХР — рабочая разность концентраций вредных веществ в воздухе обслуживаемой или рабочей зоны 2о.з и в подаваемом воздухе zn, мг/кг.
Как правило, фактором, определяющим требуемую производительность СКВ, являются избытки тепла в кондиционируемых помещениях, подлежащие ассимиляции. В связи с этим существенное значение приобретает правильный выбор рабочей разности температур Д/р, от которой зависят размеры кондиционеров, каналов, мощности электродвигателей вентиляторов и насосов, т. е. в конечном счете капитальные затраты п эксплуатационные расходы. Значение этой разности температур Д/р должно приниматься максимально большим для повышения экономичности СКВ. Вместе с тем значение Д/р должно удовлетворять санитарно-гигиеническим требованиям и поэтому определяется расчетом в зависимости от принятой схемы воздухораспределения, конструкции воздуховыпускных устройств и расстояния от них до рабочей или обслуживаемой зоны (см. главу X).
В отдельных случаях при расчетах кондиционирования воздуха высоких помещений с неравномерной тепловой нагрузкой по объему (зрительные залы, радиостудии, производственные цехи) учитывают, что температура уходящего воздуха в данных условиях ^уХУ=^о.з. В связи с этим при расчете по формуле (65) наряду с рабочей разностью температур Д£р следует производить расчет, принимая полную рабочую разность температур Д/пр, значение которой определяют по формуле
^р = /ух-^, (69)
где tyx — температура воздуха в зоне помещения, из которой удаляется воздух, °C.
73
Отношение
называемое коэффициентом неравномерности температур по высоте, определяется при расчетах воздухораспределения в зависимости от расположения приточных и вытяжных отверстий и конструкции воздухораспределителей либо по опытным данным. Если нет опытных данных для помещений высотой более 4 м, при подаче воздуха в среднюю или нижнюю зону и удалении из верхней зоны значение п можно определять по формуле
» = 1 + 0,2^, (71)
где Н — высота помещения, м.
Если температуры воздуха, удаляемого из обслуживаемой и верхней зоны, различны и известен объем воздуха, удаляемого из обслуживаемой зоны G0.3, то производительность СКВ определяется по формуле
О = О.„(1- ^) + -о7Д„— (72)
Если при тех же условиях известен объем воздуха, удаляемого из верхней зоны GB, то
О-О.(1-П) + -5Д-. (73)
Во всех приведенных выше формулах по расчету определяется полезная производительность кондиционеров L или G, т. е. количество воздуха, которое должно быть подано в кондиционируемые помещения. В связи с тем, что при движении воздуха в каналах (воздуховодах) имеют место потери его, вызываемые неплотностями отдельных участков, требуемую (полную) производительность кондиционеров Ln, м3/ч, или Gn, кг/ч, определяют с учетом этих потерь по формулам:
L=Kn0TL (74)
и
= (75)
где /'Спот — коэффициент, учитывающий потери воздуха в каналах (воздуховодах).
Для стальных, пластмассовых и асбоцементных воздуховодов длиною до 50 м Кпот = 1,1. При длине воздуховодов более 50 ” Кп.' I " '
(76)
74
где I — длина воздуховодов от вентилятора кондиционера до обслуживаемого помещения, м.
На холодный период года полезная производительность СКВ обычно может быть сокращена за счет уменьшения избытков явного тепла в помещениях. Однако во всех случаях полезная производительность СКВ не должна быть меньше производительности, необходимой для удаления выделяющихся в помещении вредностей, для создания подпора в помещении и компенсации воздуха, удаляемого местными отсосами.
Глава VI
ОБРАБОТКА ВОЗДУХА В СИСТЕМАХ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 21. Основные предпосылки к выбору метода обработки воздуха
Необходимость тепловлажностной обработки воздуха проиллюстрируем следующим примером.
Теплый период. Допустим, что точка В (рис. 30) соответствует заданным параметрам воздуха в помещении, точка П— параметрам приточного воздуха и точка И? — параметрам
наружного воздуха в теплый период года. Взаимное расположение точек Нт и П, как видно из рис. 30, показывает, что наружный воздух имеет более высокие энтальпию и влагосодержание, чем приточный воздух. Следовательно, для получения параметров приточного воздуха (точка П) необходимо наружный воздух подвергнуть обработке, а именно: надо понизить его энтальпию на Д/т — =/и—и влагосодержание на AdT=</H — dn, т. е. он должен быть охлажден и осушен (линия ПН^). Линия ПВ является лучом процесса е изменения состояния воздуха в помещении. Процесс по
Рис. 30. Пример расчета необходимой термовлажностной обработки воздуха в теплый и холодный периоды года
75
литропический, поскольку требуется понижение энтальпии обрабатываемого воздуха.
Холодный период. Примем, что точки В и П имеют те же параметры, что и для технологического кондиционирования, а точка Нх — параметры наружного воздуха в холодный период. Тогда для получения параметров приточного воздуха (точка П) наружный воздух необходимо подогреть и увлажнить, т. е. повысить его энтальпию на А/х и влагосодержание на Ас?х.
Различают два основных метода обработки воздуха в кондиционерах.
Первый метод, наиболее совершенный, предусматривает политропический процесс и требует для теплого периода естественных или искусственных источников холода. При этом методе можно снизить энтальпию обрабатываемого воздуха и получить любые, практически необходимые значения энтальпии и влагосодержания приточного воздуха для поддержания оптимальных параметров воздушной среды в кондиционируемых помещениях вне зависимости от параметров наружного воздуха, т. е. для любых климатических условий.
Второй метод предусматривает изоэнтальпический процесс обработки воздуха путем непосредственного контакта с рециркулируемой водой, т. е. снижение температуры воздуха при практически неизменной энтальпии за счет перехода части явного тепла, содержащегося в воздухе, в скрытое. Одновременно со снижением температуры происходит увеличение влагосодержания и относительной влажности обрабатываемого воздуха. Этот метод, носящий название метода прямого испарительного охлаждения воздуха, в СКВ имеет ограниченное применение, поскольку для большинства климатических районов Советского Союза в теплый период года не обеспечивает поддержание оптимальных параметров воздуха в кондиционируемых помещениях ввиду высокого влагосодержания приточного воздуха после его обработки в кондиционере.
Значительно расширяют возможности применения в СКВ испарительного охлаждения воздуха способы двухступенчатого и многоступенчатого испарительного охлаждения, разработанные О. Я. Кокориным. Схемы СКВ с применением этих способов рассмотрены в главе VII.
Широко применяется метод прямого испарительного охлаждения воздуха в вентиляционных установках, предназначенных для цехов, в которых преобладающей вредностью является явное тепло при незначительных выделениях влаги. Использование этого метода благодаря снижению температуры приточного воздуха позволяет сократить в 2—2,5 раза требуемый воздухообмен в теплый период года для обеспечения допустимых (но не оптимальных) параметров воздушной среды в вентилируемых цехах.
76
§ 22. Обработка воздуха в прямоточных кондиционерах
Рассмотрим расчеты и построение процессов обработки воздуха в кондиционерах различных СКВ.
Введем следующие условные обозначения:
GB — количество наружного воздуха, поступающего в кондиционер, кг/ч,
G'B — расчетное количество наружного воздуха, кг/ч;
Gp = Ci + G2 — количество воздуха, поступающего на рециркуляцию, кг/ч;
G] — количество воздуха, поступающего на первую рециркуляцию, кг/ч;
G2 — количество воздуха, поступающего на вторую рециркуляцию, кг/ч;
GK — количество воздуха, прошедшего через камеру орошения, кг/ч;
Gn — количество приточного воздуха, подаваемого в кондиционируемые помещения, кг/ч (полезная производительность СКВ);
G'n— производительность кондиционера, определяемая с учетом поправки на утечки воздуха из воздухораспределительной сети, кг/ч (полная производительность СКВ);
ts — расчетная температура наружного воздуха, °C;
<рн — расчетная относительная влажность наружного воздуха, %;
1В — энтальпия наружного воздуха, ккал/кг;
dH — влагосодержание наружного воздуха, г/кг;
tB — расчетная температура внутреннего воздуха в кондиционируемых помещениях, °C;
tn — температура приточного воздуха, подаваемого в помещения, °C;
Д/р — разность между температурой воздуха в помещении /в и температурой приточного воздуха tn, °C;
<рв — расчетная относительная влажность внутреннего воздуха, %;
/в — энтальпия внутреннего воздуха, ккал/кг;
dn — влагосодержание внутреннего воздуха, г/кг;
Q„, Qc, Qn — выделения явного, скрытого и полного тепла в помещениях, подлежащие ассимиляции СКВ, ккал/ч;
В7 — влаговыделения в помещениях, подлежащие ассимиляции СКВ, кг/ч;
Qx — расход холода в оросительной камере, ккал/ч.
Рассмотрим расчет и построение процессов обработки воздуха в кондиционере прямоточной СКВ, используя графоаналитический метод с применением 1 — d-диаграммы.
В прямоточном кондиционере с камерой орошения обработка воздуха осуществляется по следующей схеме (рис. 31). Наружный воздух в количестве GH кг поступает в кондиционер и после обработки (различной для теплого и холодного периодов года) подается в кондиционируемое помещение. Из помещения воздух удаляется вытяжной вентиляцией наружу. Производительность вытяжной вентиляции, как правило, принимают меньшей, чем полезная производительность кондиционера, с целью создания в кондиционируемом помещении повышенного давления,
77
Рис. 31. Принципиальная схема прямоточной системы кондиционирования воздуха:
1— воздухозаборное устройство; 2 — приемный клапан; 3— секция обслуживания; 4— фильтр для воздуха; 5— воздухонагреватели первого подогрева; 6 — оросительная камера; 7— воздухонагреватель второго подогрева; 8— вентилятор кондиционера; 9— воздуховод приточного воздуха; 10— кондиционируемое помещение; 11— воздуховод удаляемого воздуха; 12 — вытяжной вентилятор с электродвигателем; 13 — воздуховод для выброса в атмосферу; 14 — воздушный клапаи
препятствующего проникновению воздуха из смежных помещений или снаружи.
Обычно расчет СКВ и построение процессов обработки воздуха па I — d-диаграмме начинают с теплого периода, поскольку в этот период, как правило, требуется наибольшая производительность кондиционера.
Расчет для теплого периода
Рассмотрим пример построения на 7 — d-диаграмме процесса политропической обработки воздуха в прямоточном кондиционере (рис. 32).
Пример 11. Исходные данные: параметры наружного воздуха = = 28,7°С; /н = 13,4 ккал/кг; dB = 10,7 г/кг; <рн = 43% (г. Киев, климат Б), барометрическое давление рп = 745 мм рт. ст.; параметры внутреннего воздуха /в = 24°С; /в ==11,55 ккал/кг; dB = 9,5 г/кг; <рв = 50%; поступление явного тепла в помещение Qn — 100 000 ккал/ч; влаговыделения W = 50 кг/ч; допустимая рабочая разность температур, т. е. разность между температурами воздуха в помещении и приточного воздуха А/р = tB — tB = 8°С (определена условиями воздухораспределения, см. главу X).
78
Требуется найти полную производительность кондиционера и расчетный расход холода в оросительной камере.
Решение. 1. Определяем требуемую полезную производительность СКВ по формуле (65)
с _ Q„ 100 000
п сД/р 0,24-8
= 52 000 кг/ч.
2. Наносим на /—^-диаграмму точки Н и В, характеризующие параметры соответственно наружного и внутреннего воздуха.
3. Определяем энтальпию водяного пара при /О = 24°С по формуле (15)
/„ = 597,3 4- 0,44/ ккал/кг,
4. Находим выделения скрытого тепла в помещение
<2С = WIn = 50(597,3 +
0,44-24) = 30090 ккал/ч.
5. Выделения полного тепла в помещение согласно формуле (35) составят
Qn = <2я + <?с = юо 000 4-4--30 090= 130090 ккал'ч.
Рис. 32. Построение на I—d-диаграмме процесса политропической обработки воздуха в прямоточном кондиционере для теплого периода
6. Определяем угловой коэффициент луча процесса изменения состояния воздуха в помещении по формуле (29)
е = J?H. = 130090 = 2600 ккал/кг IF
50
7. Согласно исходным данным определяем требуемую температуру приточного воздуха
<п = <в — Д/р = 24 — 8 = 16°С.
8. По найденному значению е = 2600 ккал/кг наносим на диаграмму прямую ВП— луч процесса до пересечения с изотермой t= 16°С. Точка П характеризует параметры приточного воздуха /п = 16°С; dn = 8,5 г/кг; /п = — 9 ккал/кг; <рп = 74%.
9. Относительную влажность воздуха после оросительной камеры принимают в пределах <рк= 90 -ь 95%. Принимаем <рк = 90%. Из точки П по линии d = const проводим прямую ПК до пересечения с кривой <рк — 90%. Точка К характеризует параметры воздуха после камеры орошения: /к == 13°С, <[к = 90%; /к = 8,25 ккал/кг; dK = 8,5 г/кг
79
10. Через точки Н и К проводим прямую НК — луч процесса обработки воздуха в оросительной камере.
11 Определяем полную производительность кондиционера
G'n = 1,1 Gn = 1,1-52 000 = 57 200 кг'г.
12. Расход холода на обработку воздуха в оросительной камере составит
Qx = G'(/H — /к) = 57 200(13,4 — 8,25) = 294 580 кка л/к₽Л-
Полная производительность кондиционера и расчетный расход холода определены с учетом утечки воздуха в распределительной сети в размере 10%.
13. Как видно из построения процесса, температура воздуха после камеры орошения /к = 13°С. Учитывая подогрев воздуха в вентиляторе и воздуховодах в размере 1°С, наносим на диаграмму точку Ki, лежащую на прямой ПК, поскольку подогрев воздуха происходит по линии d => const. Пара-метоы воздуха в точке К\. /к1 = 14°С; /к( = 8,5 ккал/кг; йк, = 8,5 г/кг; <рк1 = 85%. Для доведения до заданной температуры приточного воздуха tn = 16°С необходим второй подогрев. Расход тепла на второй подогрев составит
Q2 = Gn(zn ~ гк,) = 57 200(9 — 8.5) = 28 600 ккал/ч.
Как видно из приведенного примера, для поддержания требуемых параметров воздуха в кондиционируемых помещениях в прямоточных кондиционерах кроме расхода холода в теплый период расходуют и тепло. Это объясняется необходимостью поддержания заданного влагосодержания воздуха в помещениях. В отдельных случаях вместо второго подогрева можно пропускать часть наружного воздуха по байпасу, в обвод оросительной камеры. Однако при этом не удается стабильно поддерживать заданное влагосодержание воздуха в помещениях, поскольку часть наружного воздуха будет поступать без обработки в оросительной камере и влагосодержание приточного воздуха будет изменяться в зависимости от влагосодержания наружного воздуха, что повлечет за собою колебания относительной влажности в помещениях.
Пример 12. Рассмотрим изоэнтальпический процесс обработки воздуха в прямоточном кондиционере, т. е. метод прямого испарительного охлаждения. Как указано выше, при этом в большинстве случаев невозможно обеспечить поддержание оптимальных параметров в кондиционируемых помеще ниях при расчетных параметрах климата Б. В связи с этим определим, какие параметры внутреннего воздуха могут быть обеспечены при испарительном охлаждении.
Исходные данные те же, что в примере 11, за исключением параметров внутреннего воздуха, которые требуется определить.
Реш ение. 1. Наносим на диаграмму точку Н (рис. 33), характеризующую параметры наружного воздуха, и проводим линию НК по прямой 1 — const до пересечения с кривой <р = 90% в точке К. Параметры воздуха в точке К: <к = 20,5°С;/к — 13,4 ккал/кг; dx = 14,0 г/кг; <рк = 90%.
2. От точки К по d = const проводим линию КП и находим в точке П температуру приточного воздуха с учетом подогрева его в вентиляторе и воздуховоде (отрезок КП): <п= 21,5°С.
80
3. От точки П по найденному в примере 11 угловому коэффициенту е=2600 ккал/кг проводим луч процесса изменения состояния воздуха в помещении (прямая ПР).
4. В точках пересечения прямой ПР с изотермами находим значения параметров внутреннего воздуха, которые могут быть обеспечены при данных условиях:
точке С соответствуют tB— =26°С, <рв=68%;
точке Т соответствуют 7В= =27°С, <рв=66%;
точке У соответствуют tB= =28°С, <рв=63%.
5. Определяем необходимую полезную производительность кондиционера:
при /в = 26°С (точка С)
Рис. 33. Построение на 7—d-диаграмме процесса изоэнтальпической обработки воздуха в прямоточном кондиционере для теплого периода
г 100 000 0,24(26 — 21,5)
= 92 750 кг/ч;
при /в = 27°С (точка Т)
100 000 0,24(27 — 21,5)
= 76 000 кг/ч;
при /в = 28°С (точка У)
G
П --
100 000 0,24(28 — 21,5)
= 64 100 кг/ч.
Как следует из результатов расчета, прямое испарительное охлаждение воздуха для принятых в примере климатических условий не обеспечивает поддержание в помещениях не только оптимальных, но и допустимых параметров воздуха. Поэтому прямое испарительное охлаждение применяется большей частью в системах вентиляции, которые рассчитываются на параметры климата А и обеспечивают не оптимальные, а только допустимые параметры воздуха в помещениях.
Расчет для холодного периода
В холодный период года наружный воздух в прямоточном кондиционере подогревается в воздухонагревателях первого подогрева, затем поступает в оросительную камеру, где увлажняется до требуемого значения влагосодержания, после чего, в случае необходимости, подогревается в воздухонагревателях второго подогрева и подается в кондиционируемые помещения.
Требуемая производительность кондиционера в холодный период определяется также выбором большего из значений, полученных по расчету на ассимиляцию тепло- и влаговыделений,
81
Рис. 34. Построение на 1—d-диаграмме процесса обработки воздуха в прямоточном кондиционере для холодного периода
Решение. 1. Наносим на I—d-диаграмму
растворение выделяющихся вредностей и компенсацию воздуха, удаляемого местными отсосами.
Часто для холодного периода с целью обеспечения надежной работы системы воздухораспре-деления сохраняют неизменной производительность кондиционеров,
определенную расчетом для теплого периода. Рассмотрим на примере расчет и построение на I — d-диаграмме процесса обработки воздуха в холодный период
Пример 13. Исходные данные: /н =—21°С, /н =
= —4,7 ккал/кг; dH = 0,5 г/кг: <Рн = 90%: рв = 745 мм рт. ст. Й>=2О°С; /в=8,85 ккал/кг
dB=6,7 г/кг; Ч'в = 45%, Qn= = 70 000 ккал/кг; К6 7 =40 кг/г*,, G' п = 52 000 кг/ч.
Определить параметры при точного воздуха и расходы тепла на первый и второй подогрев, (рис. 34) точки Н и В, харак-
теризующие расчетные параметры соответственно наружного и внутреннего
воздуха.
2. Находим выделения скрытого тепла в помещении
Qc = WIn = 40(597,3 -t- 0,44-20) = 24 240 ккал'ч.
3. Определяем полные тепловыделения
Qn = <2я + Qc = 70 000 + 24 240 = 94 240 ккал/ч.
4. Находим значение е
= 94 240 = 2355 ккал/кг.
40
5. Определяем требуемую температуру приточного воздуха
ta = tB —____21!___= 24 —_____70000____= 14,4 С.
0,24 Сп 0,24-52 000
6. Из точки В по найденному значению е проводим прямую до пересечения с изотермой t = 14,4°С (точка П].
Параметры воздуха в точке П 14,4°С, 7П=7 ккал/кг, dn =
= 5,9 г/кг, <рп = 57%.
82
7. Из точки П по линии d — const проводим прямую до пересечения с кривой ср = 90% в точке К. Параметры в точке К: /к = 5,4 ккал/кг; 1к = 7,7°С; г/к = 5,9 г/кг; <рк=90%.
8. Из точки Н по линии d = const проводим прямую до пересечения с прямой, проведенной из точки К по линии I = const, в точке Т, которая определяет температуру воздуха после первого подогрева и его энтальпию: tr = 20°С, /т = 5,4 ккал/кг.
9 Определяем полную производительность кондиционера
G„ = 1,1 бп = 1,1-52000 - 57 200 кг/г.
10. Расход тепла в калориферах первого подогрева составит:
<?i = Gn(;T - z«) 57 200(5,4 + 4,7) = 577 720 ккал/ч.
И. Расход тепла в калориферах второго подогрева
Q2 = G'(/n — /К1) = 57 200(7 — 5,65) = 77 220 ккал ч.
Отрезок К — Ki — подогрев воздуха в вентиляторе. Параметры воздуха в точке Кг.
tK = 8,7°С; /к =5,65 ккал,кг; dK =5,9 г кг; ек —83%.
Прямоточные СКВ уступают рециркуляционным по затратам тепла в холодный период и холода — в теплый. Поэтому прямоточные СКВ применяют только в тех случаях, когда рециркуляция использованного воздуха недопустима по санитарно-гигиеническим и строительным нормам и правилам.
§ 23. Обработка воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией
Принципиальная схема кондиционера с первой рециркуляцией изображена на рис. 35.
Воздух в кондиционере обрабатывается следующим образом В теплый период года, когда энтальпия наружного воздуха превышает энтальпию внутреннего воздуха, часть воздуха Gp, извлекаемого вытяжным вентилятором из кондиционируемого помещения, поступает в воздушную камеру, где смешивается с наружным воздухом, поступающим через приемный клапан. Затем воздух обрабатывается в камере орошения, подогревается в случае необходимости (если tK<tv— 1) в воздухонагревателях второго подогрева до tn—1°С и подается вентилятором в кондиционируемое помещение. Поэтому далее учтено среднее значение нагрева воздуха в вентиляторе и воздуховодах на 1°С.
В холодный период года рециркулируемый воздух также смешивается с наружным воздухом, затем подогревается в секциях первого подогрева до температуры, определяемой по требуемой энтальпии воздуха на входе в оросительную камеру, обрабатывается в последней для придания воздуху требуемого влагосо-
83
Рис. 35. Принципиальная схема системы кондиционирования воздуха с первой рециркуляцией:
1 — воздухозаборное устройство; 2 — приемный клапан; 3 — секция обслуживания; 4 — фильтр для очистки воздуха; 5 — воздухонагреватели первого подогрева; 6 — оросительная камера; 7— воздухонагреватели второго подогрева; 8 — вентилятор кондиционера: 9 — воздуховод приточного воздуха; 10 — кондиционируемое помещение; 11 — воздуховод удаляемого воздуха; 12 — вытяжной вентилятор с электродвигателем; 13 — секция смесительная; 14 — воздушные клапаны; 15 — воздуховод для выброса в атмосферу; 16— воздуховод рециркуляционного воздуха.
держания dK=dn и затем, в случае необходимости, воздух подогревается в воздухонагревателях второго подогрева, после чего подается вентилятором в кондиционируемое помещение. В отдельных случаях (определяемых расчетом) установка воздухонагревателей первого или второго подогрева, а иногда и тех и других, может быть исключена. Количество рециркулируемого воздуха является переменной величиной, изменяющейся в зависимости от энтальпии наружного воздуха, и регулируется, как правило, автоматически.
Системы кондиционирования воздуха с постоянным объемом рециркулируемого воздуха применяются в исключительных случаях, поскольку они расходуют больше холода и тепла, чем системы с переменным объемом. Рассмотрим на конкретных примерах расчет и построение на 1 — d-диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционерах с первой рециркуляцией.
Расчет для теплого периода
Пример 14. Исходные данные те же, что для примера 11: tB = 28,7°С; /в = 13,4 ккал/кг; dH = 10,7 г/кг; <ря = 43%; ре = 745 мм рт. ст.; tB — 24°С; <рв = 50%; /8 = 11,55 ккал/кг; dB = 9,5 г/кг; Q„ = 100 000 ккал/ч; W — = 50 кг/ч; Д1р = 8°С; Qn = 130 090 ккал/ч.
84
Кроме того, минимальное количество наружного воздуха, требуемое по санитарным нормам, равно GH = 24 000 кг/ч.
Определить требуемую производительность кондиционера и расчетные расходы холода и тепла.
Решение. 1. Определяем требуемую полезную производительность кондиционера
G = _юо off = 52 000 ,ч п 0,24-8
2. Количество рециркуляционного воздуха
Gp = Gn — GH = 52 000 — 24 000 = 28 000 кг/ч.
3. Наносим иа / — d-диаграмму (рис. 36) точки Н и В, характеризующие параметры соответственно наружного и внутреннего воздуха.
4. Наносим на / — d-диаграмму точку определяющую состояние рециркуляционного воздуха после его подогрева на 1°С в вытяжном вентиляторе и воздуховодах:
/в_ = /в + 1 = 24 + 1 = 25°С.
5. Соединяем точки В\ и И прямой, которая определяет процесс смешения наружного и рециркуляционного воздуха.
6. На прямой ВХН, исходя из соотношения BiCIBJi = GB!Ga находим точку С, определяющую параметры воздуха после смешения:
ВХС = В,Н-GH'Gn.
Длину прямой В Ji находим измерением на диаграмме: BJi— = 34 мм. Тогда, подставляя известные значения GH и Gn, получим
в с = 34-24 000 = 15 7 мм
1 52 000
Откладывая от точки В\ по прямой BJi отрезок, равный 15,7 мм, находим положение точки С (на рис. 36 диаграмма приведена в другом масштабе).
7. Параметры воздуха в точке С по /—d-диаграмме: /с = = 26,7°С; /с=12,5 ккал/кг; dc = = 10 г/кг; <рс =45%.
Эти же параметры согласно формулам (22), (23), (24) могут быть определены аналитически:
Рис. 36. Построение на /—d-диаграмме процесса политропической обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для теплого периода
GHdH + GBidBj
GH6i 4* Gg^/g^
G~B '
Сц/Н 4" Gp/
85
Подставляя известные значения, находим:
24 000 • 10,7 + 28 000 • 9,5
52000
= 10 г кг;
24 000-28,7 + 28 000-25 _ 26 гс
52 000
, ~ 24 000-13,4+ 28 000-11,8 _ ]2 г т-ч -— — . ......- — — 14,U КИ.ОЛ Кд .
с 52 000
8. Находим значение углового коэффициента
е = _£п_ = .130 °90. ~ 2600 ккал кг
W 50
9. Определяем температуру приточного воздуха
ta = tB — Atp = 24 — 8 = 16°С.
10 По найденному значению е = 2600 ккал/кг проводим прямую ВП — луч процесса до пересечения с изотермой t = 16°С в точке П, которая характеризует параметры приточного воздуха: <п = 16°С; /п = 9 ккал/кг; d п = = 8,5 г/кг; q n = 74%.
11. Из точки П по линии d=const проводим прямую ПК до пересечения с кривой ср = 90%- Точка К характеризует параметры воздуха после камеры орошения: /к = 13°С; /к = 8,25 ккал/кг; </к = 8,5 г/кг; <рк = 90%-
12. Точку К соединяем с точкой С Прямая КС — луч процесса в оросительной камере.
13. Принимая подогрев воздуха в вентиляторе на 1°С, находим параметры воздуха в точке К\. /к, — 14°С; /к( — 8,5 ккал/кг; dv_l = 8,5 г/кг; <pKf = = 85%.
14. Находим полную производительность кондиционера, учитывая потери в сети воздуховодов в размере 10%:
G'= 1,1СП = 1,1-52 000 = 57 200 кг’ч.
15. Определяем расход холода в оросительной камере
Qx = GJ/C — /к ) = 57 200(12,5 — 8,25) = 243 100 ккал/ч.
16. Определяем расход тепла на второй подогрев
Q2 = G'(/n — /Kj) = 57 200(9 — 8,5) = 28 600 ккал'ч.
Расчет для холодного периода
Пример 15. Исходные данные те же, что в примере 13: t„ = —2ГС. /Е = —4,7 ккал/кг; dB = 0,5 г/кг; <рн = 90%; 4 = 20°С; /в = 8,85 ккал/кг; dB = 6,7 г/кг; <рв = 45%; ре = 745 мм рт. ст.; Q„ — 70 000 ккал/ч; И’ = = 40 кг/ч; Qn = 94 240 ккал/ч; Gn — 52 000 кг/ч.
86
Дополнительные данные: минимальное количество наружного воздуха, требуемое по санитарным нормам, GH = 24 000 кг/ч.
Определить расходы тепла на первый и второй подогрев и построить на I — диаграмме процесс обработки воздуха.
Решение. 1. Наносим на I — d-диаграмму (рис. 37) точки Н и В, характеризующие соответственно параметры наружного и внутреннего воздуха.
2. Значения е » 2355 ккал/кг и /п= 14,4°С принимаем по данным примера 13.
3. Из точки В по направлению, определяемому значением углового коэффициента е = 2355 ккал/кг, проводим прямую до пересечения с изотермой t = 14,4°С в точке П. Параметры воздуха в точке П: /п = 14,4°С; dn = — 5,9 г/кг; /п = 7 ккал кг, <рп = 57%.
4. Из точки П по линии d = const проводим прямую до пересечения с кривой <р = 90% в точке К. Параметры в точке К: /к = 5,4 ккал/кг; = = 5,9 г/кг; /к = 7,6°С; фк = 90%.
5. Соединяем точки В и П прямой, которая определяет процесс смешения наружного и рециркуляционного воздуха (подогрев воздуха в рециркуляционном вентиляторе в холодный период года не учитываем).
6. На прямой ВН находим точку С, определяющую параметры воздуха после смешения, исходя из со-
отношения
ВС _ GH
ВН G„ ’
откуда
ВС =
BH-GH Gn
Длину прямой ВН находим измерением на диаграмме: £//=220 мм. Подставляя известные значения GB и Gn, находим:
ВС =
220-24 000
52000
= 101,5 мм.
7. Параметры воздуха в точке С: <с=1,1°С, фс = 90%, de=3,8 г/кг, /с = 2,60 ккал/кг.
8. Из точки С проводим линию по d — const до пересечения с линией, проведенной из точки К по 1 = const, в точ ке Т.
9. Параметры воздуха в точке Т: /т=12,5°С; фт = 42%; Фт=3,8 г/кг /т = 5,4 ккал/кг
10. Определяем полную производительность кондиционера
G„= 1,1-G„=- 1,1-52000 =
= 57 200 кг/ч.
Рис. 37. Построение на I—d-диаграмме процесса обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для холодного периода
87
11. Находим расход тепла на первый подогрев
Qt = G'(/T — /с ) = 57 200(5,4 — 2,6) = 160 160 ккал/ч.
12. Определяем параметры воздуха в точке Kt, принимая подогрев воздуха в приточном вентиляторе равным 1°С:
/[( = 8,7°С; <рк =83%; г/К1=5,9г,кг; /Kj = 5,6 ккал/кг
13. Находим расход тепла на второй подогрев
Qa = Gr'(/n — /к) = 57 200(7 — 5,6) = 80 080 ккал/ч.
В рассмотренном примере точка С, определяющая параметры воздуха после смешения наружного и рециркуляционного, оказалась выше кривой <р = 100% и, следовательно, выпадения конденсата при смешении не будет. Однако в практике часто встречаются другие соотношения количеств и температур наружного и рециркуляционного воздуха, при которых точка С оказывается ниже кривой <р = 100%, в зоне тумана. В этих случаях процесс смешения будет сопровождаться выпадением влаги в приемной камере кондиционера, что нежелательно. В таких случаях смешение воздуха предусматривают после предварительного нагрева наружного воздуха в воздухонагревателях первого подогрева.
Такой метод исключает возможность выпадения влаги, но несколько влияет на стабильность режима работы кондиционера в связи с преимущественным применением наиболее экономичных схем обработки воздуха с переменными объемами наружного и рециркуляционного воздуха.
Изменение количества наружного воздуха, проходящего через воздухонагреватель первого подогрева, изменяет аэродинамическое сопротивление нагревателя и, следовательно, оказывает влияние на производительность вентилятора кондиционера, поскольку меняется аэродинамическая характеристика сети, на которую этот вентилятор работает.
В связи с тем, что практически это влияние незначительно, предварительный подогрев наружного воздуха применяется, как правило, во всех случаях, когда точка С, характеризующая параметры смеси, оказывается ниже пограничной кривой <р= 100%, т. е. в зоне тумана.
Рассмотрим методику расчета и построение процесса обработки воздуха в кондиционере с предварительным подогревом наружного воздуха до смешения.
Пример 16. Принимаем исходные данные те же, что в примере 15, но увеличиваем количество наружного воздуха GB до 33 000 кг/ч; /в = —21°С: /п = —4,7 ккал/кг; rfB == 0,5 г/кг; tpH = 90%; й = 20С; <рв = 45%;
88
7В=8,85 ккал/кг; dB=6,7 г/кг; Qk = 70 000 ккал/ч; Оп = 52 000 кг/ч; Wz=40 кг/ч; Он = = 33 000 кг/ч.
Требуется определить расходы тепла на первый и второй подогревы и построить процесс об-работки воздуха на I—d-диа- —
грамме.
Решение. 1. Наносим на I — d-диаграмму (рис. 38) точки Н и В, характеризующие параметры соответственно наружного и внутреннего воздуха.
2. Значения е=2355 ккал/кг и t п = 14,4°С принимаем по данным примера 15.
3. Из точки В по направлению, определяемому значением углового коэффициента в=2355 ккал/кг, проводим прямую до пересечения с изотермой 7П = 14,4°С точка 77). Параметры воздуха в точке 77; t п= 14,4°С, dn = 5,9 г/кг; 7П= 7 ккал/кг; <рп = 57%.
Из точки 77 по линии d= = Const ПРОВОДИМ Прямую ДО пересечения с кривой <р = 90% ~~ '—, (точка К). Параметры в точке X: /к = 5,4 ккал/кг; dK = "J>'
= 5,9 г/кг; фк = 90%; 1к = = 7,7°С.
5. Соединяем точки В и Н 13
прямой штриховой линией, которая условно изображает процесс смешения.
6. На прямой ВН находим точку Сь определяющую условно параметры смеси (без уче-
Рис. 38. Построение на I—d-диаграмме процесса обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией и с предварительным подогревом наружного воздуха до смешения в холодный период
та подогрева наружного воздуха):
BCj= ВИ.9" Gn
220-33 000 = 140 мм.
52000
7. Из точки С1 проводим линию по d = const до пересечения с линией, проведенной из точки К по I = const (точка С).
Параметры воздуха в точке С: tc = 15,8°С; 7с = 5,4 ккал/кг; de = = 2,8 г/кг; фс =25%.
8. Из точки В проводим прямую ВТ через точку С до пересечения с прямой, проведенной из точки /7 по d = const. Параметры воздуха в точке Т: /т=13°С; 7т=3,5 ккал/кг; dT = 0,5 г/кг; <рт =7%.
9. Определяем полную производительность кондиционера
G'= l,l-Gn = 1,1-52 000 = 57 200 кг/ч.
89
AV), ybswieraiwt •ютял'аста'ь '«аг.крл
G^ = 1,1 • GH = 1,1-33 000 = 36300 кг/ч.
11. Определяем расчетное количество рециркуляционного воздуха
Gp = G' — G„ = 57 200 — 36 300 = 20 900 кг/ч.
12. Находим расход тепла на калориферы первого подогрева
Qj = G'H (/т — /н ) = 36 300(3,5 + 4,7) = 297 660 ккал/ч.
13. Определяем параметры воздуха в точке Л’ь принимая подогрев воздуха в приточном вентиляторе равным 1°С: /Kt = 8,7°C <pR =83%; ^к,= = 5,9 г/кг; /к, = 5,6 ккал/кг.
14 Находим расход тепла на калориферы второго подогрева
Q2 = G„(Zn — /К1) = 57 200(7 — 5.6) = 80 080 ккал ч-
Как видно из сопоставления с результатами расчета примера 15, расход тепла на первый подогрев увеличился, что объясняется увеличением расхода наружного воздуха по заданию в данном примере с 24 000 до 33 000 кг/ч.
Расход тепла на второй подогрев не изменился, так как параметры воздуха после камеры орошения, параметры приточного воздуха и производительность кондиционера не изменились.
В примере 16 применен графический метод определения параметров воздуха в точке Т после первого подогрева при помощи условной прямой ВН. Эти же параметры могут быть определены аналитически, исходя из формулы смешения, согласно которой сумма энтальпий наружного воздуха после первого подогрева и рециркуляционного воздуха должна быть равна энтальпии воздуха после оросительной камеры, поскольку процесс обработки воздуха в ней изоэнтальпический.
Следовательно,
Он /т + Ор/В== Оп/к или
, "^п 7К
Подставляя известные значения, находим
. 57 200 • 5,4 20 900 • 8,85 „ с
,т =--------36300-------= 3’5 ккал-КГ’
т. е. то же значение, что и в расчете графическим методом.
Положение точки Т определится пересечением линий tZ= = const — du И / = const = /т.
Обработка воздуха в кондиционерах с первой рециркуляцией широко применяется при проектировании различных СКВ, поскольку использование рециркуляционного воздуха сокращает энергетические затраты, улучшая технико-экономические пока
90
затели СКВ. В связи с этим, приступая к разработке проекта СКВ, в первую очередь следует рассмотреть вопрос о возможности использования рециркуляционного воздуха, которая всегда целесообразна с экономической точки зрения, но ограничивается санитарно-гигиеническими требованиями и правилами техники безопасности.
Строительными нормами и правилами в производственных зданиях не разрешается рециркуляция воздуха для помещений: в воздухе которых выделяются вредные вещества 1, 2 и 3 класса опасности, за исключением помещений, в которых количество вредных веществ, находящихся в технологическом оборудовании, таково, что одновременно выделение их в воздух помещения не превысит предельно допустимых концентраций, установленных для рабочей зоны;
в воздухе которых содержатся болезнетворные бактерии, вирусы или грибки;
в воздухе которых имеются резко выраженные неприятные запахи.
В жилых зданиях рециркуляция воздуха допускается только в пределах одной комнаты.
В общественных зданиях и вспомогательных зданиях предприятий возможность применения рециркуляции воздуха следует определять по соответствующим главам строительных норм i правил (СНиП).
§ 24. Обработка воздуха в кондиционере с первой и второй рециркуляцией
Отличительной особенностью данной схемы является использование части рециркуляционного воздуха для второго подогрева воздуха, прошедшего обработку в оросительной камере. Благодаря этому уменьшаются расходы холода в теплый период года и тепла в теплый и холодный периоды.
Принципиальная схема кондиционера с первой и второй рециркуляцией приведена на рис. 39.
Воздух в кондиционере обрабатывается следующим образом.
В теплый период года, когда энтальпия наружного воздуха превышает энтальпию внутреннего воздуха, часть воздуха Gb извлекаемого вытяжным вентилятором, подается в воздушную камеру первого смешения. Полученная смесь GH+Gi = GK поступает в оросительную камеру, где обрабатывается холодной водой, разбрызгиваемой форсунками. После оросительной камеры воздух смешивается во второй камере смешения с остальной частью рециркуляционного воздуха, поступающего через канал второй рециркуляции. Полученная смесь GK+G2 = Gn подается в помещение, где, ассимилируя тепло и влаговыделения, приобретает заданные параметры.
91
fS
Рис. 39. Принципиальная схема системы кондиционирования воздуха с первой и второй рециркуляцией:
1 — воздухозаборное устройство; 2 — приемный клапан; 3 — камера обслуживания; 4 — фильтр для очистки воздуха; 5 — воздухонагреватели первого подогрева; 6 — оросительная камера; 7 — воздухонагреватели второго подогрева; 8— вентилятор кондиционера; 9 — воздуховод приточного воздуха; 10 — кондиционируемое помещение; 11 — воздуховод удаляемого воздуха; /2 — вытяжной вентилятор с электродвигателем; 13 — смесительная секция; 14 — воздушные клапаны; 15 — воздуховод для выброса в атмосферу; 16 — воздуховод рециркуляции воздуха; /7 — воздуховод второй рециркуляции; 18 — воздуховод первой рециркуляции
В холодный период наружный воздух GH подогревается в секциях первого подогрева и поступает в камеру первого смешения, где смешивается с частью рециркуляционного воздуха G\. Полученная смесь GH+G1 = G1: поступает в оросительную камеру, где обрабатывается рециркулируемой водой.
После оросительной камеры воздух смешивается во второй камере смешения с остальной частью рециркуляционного воздуха G2, поступающего через канал второй рециркуляции. Полученная смесь GK-}-G2=Gn в случае необходимости подогревается в секциях второго подогрева и подается в помещение, где, ассимилируя тепло и влаговыделения, приобретает заданные параметры.
В тех случаях, когда СКВ выполняет функции отопительной системы, температура приточного воздуха определяется с учетом отопительной нагрузки.
Расчет для теплого периода
Рассмотрим расчет и построение на 1 — d-диаграмме политропического процесса обработки воздуха в кондиционере с первой и второй рециркуляцией (рис. 40).
92
Пример 17. Исходные данные принимаем те же, что для примера 14: /н = 28,7°С; фи = 43%; /н= 13,4 ккал/кг; dH = 10,7 г/кг; ръ = 745 мм рт. ст.; tB = 24°С; фв = 50%; /в = 11,55 ккал/кг; dB = 9,5 г/кг; QH = 100 000 ккал'ч, W = 50 кг/ч; Qn = 130 090 ккал/ч; Д/р = 8°С; GB = 24 000 кг/ч.
Требуется определить количество воздуха, подаваемого на первую и вторую рециркуляцию, и расход холода.
Решение. 1. Наносим на диаграмму точки Н и В, характеризующие параметры соответственно наружного и внутреннего воздуха.
2. Определяем требуемую температуру приточного воздуха
tn = 24 — 8 = 16°С.
3. Проводим на / — d-диаграмме прямую ВП— луч процесса изменения состояния воздуха в помещении — до пересечения с изотермой t — 16°С в точке П. Направление прямой ВП определяет значение углового коэффициента е = 2600 ккал/кг, вычисленное в примере 14. Параметры воздуха в точке П: = 16°С; /п = 9 ккал/кг; dn = 8,5 г/кг; <рп = 74%.
4. Из точки П проводим прямую по направлению d= =const до пересечения с изотермой t= 16—1 = 15°С в точке /71, характеризующую подогрев воздуха в вентиляторе и воздуховодах на 1°С.
5. Из точки В проводим прямую по направлению d— =const до пересечения с изотермой /в, — 24+1 = 25°С в точке Bi, характеризующую подогрев рециркуляционного воздуха в вытяжном вентиляторе и воздуховодах.
6. Через точки Bi и ГЦ проводим прямую BtK до пересечения с кривой ф=90% в точке К. Параметры воздуха в точке К: /к=12,5°С; </к=
= 8,3 г/кг; /к = 8 ккал/кг; Фк = 90%.
7. Полезная производительность кондиционера по данным примера 14
Gn = 52 000 кг/ч.
8. Количество рециркуляционного воздуха, поступающего на вторую рециркуляцию, находим по соотношению длин отрезков K77j и ntBi:
Рис. 40. Построение на I—d-диаграмме политропического процесса обработки воздуха в кондиционере с первой и второй рециркуляцией для теплого периода
G = G =
3 п
1*У--52000= 10 250 кг/ч.
92
93
9. Количество воздуха, поступающего на первую рециркуляцию, определяем по формуле
Gj = Gn — GH — G2 = 52 000 — 24 000 — 10 250 = 17 750 кг/ч.
10. Находим на прямой BtH точку С, определяющую параметры воздуха после смешения наружного воздуха с воздухом, поступающим на первую рециркуляцию:
BtC =
Gj + GH
BtH =
24 000 __Qfj
17 750 + 24 000 '
мм,
где 35 мм — длина отрезка BtH на диаграмме. Параметры воздуха в точке С: Л: = 27°С; /с=12,7 ккал/кг; <р =45%; dc=10,2 г/кг.
11. Соединяем точки С и К прямой СК, которая является лучом процесса в оросительной камере.
12. Определяем расход холода в оросительной камере
Qx= l,lGK(/c —/к).
где 1,1—коэффициент, учитывающий потери воздуха в сети воздуховодов: Gk = Gn — G2, кг/ч; I с—энтальпия воздуха в точке С, ккал/кг; /к — энтальпия воздуха в точке К, ккал/кг.
Подставляя известные величины, получим
Qx= 1,1(52 000— 10250) (12,7 — 8)= 215 850 ккал/ч.
13. Расхода тепла на второй подогрев нет.
В практических расчетах при малых значениях углового коэффициента могут встретиться случаи, когда прямая, проведенная через точки В\ и 77ь не пересекает кривую ср=90% либо пересекает ее в зоне отрицательных температур. Это свидетельствует о том, что такой процесс в помещении не может быть осуществлен при данной схеме обработки воздуха и от использования второй рециркуляции следует отказаться.
Расчет для холодного периода
Рассмотрим расчет и построение на / — J-диаграмме процесса обработки воздуха в кондиционере с первой и второй рециркуляцией (рис. 41).
Пример 18. Принимаем следующие исходные данные: tB =—21°С; 7Н= = —4,7 ккал/кг; dB = 0,5 г/кг; <рн « 90%; (в = 20°С; /в = 8,85 ккал/кг; dB = 6,7 г/кг; <рв = 45%; Gn = 52 000 кг/ч; GH = 24 000 кг/ч; Qtt = = 70 000 ккал/ч; 117 = 40 кг/ч.
Требуется определить расходы тепла на первый и второй подогрев и построить процесс обработки воздуха на I — d-диаграмме.
Количество воздуха, поступающее на первую и вторую рециркуляцию
94
принимаем по данным расчета для теплого периода (см. пример 17): Gi = 17 750 кг/ч и G2 = 10 250 кг/ч.
Решение. 1. Наносим на I—d-диаграмму (см. рис. 41) точки Н и В, характеризующие соответственно состояние наружного и внутреннего воздуха.
2. Значение е и 1п определяем по данным расчета в примере 13: е = 2355 ккал/кг; /п = = 14,4°С.
3. Из точки В проводим по направлению е=2355 ккал/кг прямую до пересечения с изотермой t=14,4°C в точке П. Параметры воздуха в точке П: /П = 14,4°С; /п =7ккал/кг; dn=5,9 г/кг, <рп =57%.
4. Для определения параметров воздуха после оросительной камеры (точка К.) находим по правилам смешения требуемое влагосодержание воздуха в точке К. Поскольку после смешения с частью воздуха Gi, поступающей на вторую рециркуляцию, влагосодержание смеси должно быть равно влагосодержанию приточного воздуха dn, значение dx. определим из уравнения
(Gh + G,)di: + G^da = = Gndn.
Подставляя известные величины, получим
(24 000+17 75О)</к+1О25ОХ Х6,7=52 000-5,9,
откуда
Рис. 41. Построение на I — d-диаграмме процесса обработки воздуха в кондиционере с первой и второй рециркуляцией для холодного периода
я 52000-5,9 — 10250-6,7 .7
=-----------ТО-----------~ = 57 Г КГ-
5. По найденному значению dx и относительной влажности воздуха после оросительной камеры <р = 90% наносим точку /< на I — d-диаграмму. Параметры воздуха в точке К: /к = 7°С; /к = 5,1 ккал/кг; die = 5,7 г/кг; <р . = = 90%.
6. Из точки П, определяющей параметры приточного воздуха, проводим прямую ПО по направлению d = const до пересечения с линией ВК. Прямая ПО изображает процесс подогрева воздуха в приточном вентиляторе и воздухонагревателях второго подогрева. Параметры воздуха в точке О: to — 9,8°С; /о=5,9 ккал/кг; do=5,9 г/кг; <р = 77%.
95
7. Для определения параметров наружного воздуха после первого подогрева (точка Т) находим требуемое теплосодержание по правилам смешения:
Ge7t+Gi/b = (Gh + Gj)/k
или
. _ (GH + G,)/K — G|/B
T G~H '
подставляя известные величины, получим
(24000 + 17750)5,1 - 17750.8,85 = 237 ккал/кг
т 24 000
8. По известному значению dE = 0,5 г/кг и найденному значению /т = = 2,37 ккал/кг наносим на диаграмму точку Т и выписываем недостающие параметры: 7т = 8,5°С, <рт = 7%.
9. Точки В и Т соединяем прямой ВТ. Из точки К по направлению 7 — = const проводим линию КС до пересечения с линией ВТ в точке С.
Параметры воздуха в точке С: 7с = 13,5°С; /с = 5,1 ккал/кг; de = = 3,1 г/кг; <рс = 32%.
10. Параметры воздуха после нагрева в приточном вентиляторе на 1°С (точка П}) находим на 7 — d-диаграмме: 7П1 = to + 1 = 9,8 + 1 = 10,8°С; dni= do = 5,9 г/кг; /П1 = 6,14 ккал/кг; <рП1 = 72%-
11. Определяем расход тепла на первый и второй подогрев:
Q1 = 1,1GB (7т —/п) = 1,1-24 000(2,37 + 4,7) = 186 650 ккал/ч;
Q>= l,lGn(7n — 7П1) = 1,1-52 000(7 — 6,14) = 49 190 ккал/ч.
Как следует из рассмотренных выше способов обработки воздуха в кондиционерах, наименьшие расчетные расходы холода и тепла соответствуют кондиционерам, работающим с первой и второй рециркуляцией. Однако необходимо отметить, что схема автоматического регулирования для этих кондиционеров осложняется необходимостью синхронного управления тремя воздушными клапанами, регулирующими выброс части извлекаемого воздуха наружу и распределение остальной части между смесительными камерами первой и второй рециркуляции. Поэтому при проектировании СКВ часто применяются схемы с автоматическим регулированием только первой рециркуляции и ручным посезонным управлением клапаном, регулирующим подачу воздуха на вторую рециркуляцию.
Глава VII
РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ КОНДИЦИОНЕРОВ
§ 25. Нагревание воздуха в воздухонагревателях
Для нагревания воздуха в кондиционерах, как правило, применяются поверхностные воздухонагреватели.
Контактный нагрев воздуха путем разбрызгивания горячей воды в оросительных камерах применяется в исключительных
96
случаях — при использовании низкопотенциальных тепловых отходов в виде нагретой питьевой воды. В СКВ, работающих с рециркуляцией, используется рециркуляционный воздух для частичного, а иногда и полного нагрева наружного воздуха, подаваемого кондиционером.
В типовых центральных кондиционерах КД и КТ для нагревания воздуха применяются типовые секции подогрева, конструкция которых и техническая характеристика приведены в главе II.
При расчете воздухонагревателей необходимы следующие исходные данные: общее количество нагреваемого воздуха, начальная и конечная температуры воздуха, расчетные параметры теплоносителя, техническая характеристика воздухонагревателей.
Основные формулы, применяемые при расчетах:
Q = GKc(tK-tHy, (77)
W = збоо/l.с ’
Q______
4- С
2
_ _ W
ш ~ 36007/;р -
(79)
(80)
(81)
(82)
где Q — количество тепла, расходуемое на нагревание воздуха, ккал/ч; GK — количество воздуха, проходящего через воздухонагреватель, кг/ч; с — удельная теплоемкость воздуха, ккал/(кг-°С); /и и tK— начальная и конечная температуры воздуха, °C; (оу) — массовая скорость воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м2-с); — живое сечение воздухона-
гревателя для прохода воздуха, м2;
Fn— расчетная теплоотдающая поверхность воздухонагревателя, если теплоноситель пар, м2; Fw — то же, если теплоноситель вода, м2; ka — коэффициент теплопередачи воздухонагревателя, если теплоноситель пар, ккал/(м2-ч-°С); kw — то же, если теплоноситель вода, ккал/(м2-ч-°С); ta — температура теплоносителя (пара), °C; тн и тк— начальная и конечная температуры теплоносителя (воды), °C; WT— расход теплоносителя (воды), кг/ч; у — объемная масса теплоносителя при тср= (тн+тк)/2,
4
97
кг/м3; fTp — живое сечение для прохода воды в трубках воздухонагревателя, м2; и — скорость воды в трубках воздухонагревателя, м/с.
Формулы (77), (78) и (79) применяют, если теплоноситель пар, формулы (77), (78), (80), (81) и (82)—если теплоноситель вода.
Воздухонагреватели, предназначенные для работы при теплоносителе паре, изготовляются с вертикальным расположением греющих элементов (одноходовые с параллельным движением теплоносителя).
Допускается также изготовление нагревателей с горизонтальным расположением греющих элементов (многоходовые). При коридорном и смешанном расположении трубок должно быть четыре хода, при шахматном расположении — два хода.
Воздухонагреватели, предназначенные для работы при теплоносителе воде, изготовляются многоходовыми с горизонтальным расположением греющих элементов (трубок).
Значения коэффициентов теплопередачи для типовых секций подогрева кондиционеров КТ при теплоносителе воде приведены в приложении 20.
Сопротивление проходу воздуха зависит от массовой скорости воздуха в живом сечении секции подогрева, числа рядов трубок и определяется по приложению 21.
Гидравлическое сопротивление проходу воды базовых теплообменников, из которых компонуются секции подогрева, характеризуется величинами, указанными в приложении 22.
При подборе секций подогрева следует вводить коэффициенты запаса: для теплоотдающей поверхности К\ = 1,154-1,2, для сопротивления проходу воздуха Кг = 1,1 и для сопротивления проходу теплоносителя (воды) Кз=1,2.
При промежуточных значениях скорости воды гидравлическое сопротивление проходу теплоносителя можно определять по
nm,J’8 IF1’85
77^=26,85-----—106, (83)
^вн
где п — число последовательно соединенных по воде теплообменников; Шход — число ходов для прохода воды в каждом теплообменнике; с?вн — внутренний диаметр присоединительных патрубков теплообменников, мм; WT — расход воды через последовательно соединенные теплообменники, м3/ч.
В СКВ в качестве теплоносителя в подавляющем большинстве случаев применяется вода. Однако в отдельных случаях применяется пар (в основном на существующих предприятиях с одним теплоносителем — паром).
Для расчета секций подогрева в приложении 23 приведены значения коэффициентов теплопередачи при теплоносителе паре.
Воздухонагреватели центральных кондиционеров КТ компо-
98
Рис. 42. Схемы компоновки типовых секций подогрева из базовых теплообменников для кондиционеров типа Кт и их обвязка трубопроводами:
*— теплообменников в одном ряду (секции) воздухонагревателя; б — последовательно установленных по воздуху рядов (секций) воздухонагревателя
Паралл: чыюя Прямоточная Грогпиботыная
_ Ряды теплообме! чин, об
нуются из типовых секций подогрева, технические характеристики которых приведены в приложениях 3 и 4.
Максимальная температура теплоносителя (воды) на выходе из секций первого подогрева в расчетных условиях холодного периода не должна превышать 70°С. Минимальная температура воды на выходе из этих секций при температурах наружного воздуха, близких к 0°С, должна быть порядка 25°С, чтобы предупредить замерзание. Различаются воздухонагреватели с обводным каналом и без него. Как правило, рекомендуется применять секции без обводного канала либо с заглушенным каналом. Секции с обводным каналом применяют в тех случаях, когда конечная температура воды при выбранной теплоотдающей поверхности оказывается ниже допустимой; тогда часть воздуха пропускают через обводной канал.
Схемы компоновки типовых секций подогрева из базовых теплообменников для кондиционеров КТ и их обвязка трубопроводами даны на рис. 42. Теплообменники каждой вертикальной группы одного ряда воздухонагревателя могут соединяться между собою по теплоносителю параллельно (схемы 1—8) или последовательно (схемы За — 8а), в зависимости от располагаемых давлений.
Параллельную схему применяют только при недостаточном давлении для преодоления гидравлических сопротивлений последовательно соединенных теплообменников. Преимущество схемы с последовательным соединением теплообменников заключается в увеличении скорости движения воды и, следовательно, увеличении коэффициента теплопередачи. Вертикальные группы теплообменников одного ряда соединяются между собой параллельно. Ряды теплообменников по ходу воздуха соединяются по теплоносителю, как правило, параллельно.
4*
99
Пример 19. Рассчитать и выбрать типовую секцию подогрева по следующим данным: GK = 45 000 кг/ч; = —28°С; tK = 25°С; Ти = 150°С; Тк = 70°С.
Решение. Предварительно принимаем типовую секцию подогрева для кондиционера КТ-40, состоящую из одного трехрядного однометрового и одного трехрядного полутораметрового теплообменников, соединенных последовательно по воде (схема 3 а, рис. 42) со следующими показателями (приложение 3):
Fw = 205,2 м2; Л;-с = 1,83 м2; fTP = 0.00 381 м2.
1. Определяем количество тепла, расходуемое на нагревание воздуха, по формуле (77)
Q = 45 000-0,24(25 + 28) = 572 400 ккал/ч.
2. Определяем количество воды, проходящей через теплообменники, по формуле (81)
1ГТ = . о72409_ = 7155 кг/ч.
т 150 — 70
3. Определяем скорость воды в трубках теплообменника по формуле (82) о> =______________________7155------- _ q 55 м с
3600-951-0,00 381
где 951 —объемная масса воды при
тер = (150+ 70)/2 = 110°С.
4. Определяем массовую скорость воздуха в живом сечении теплообмен ника по формуле (78)
(v,) = wSr = 6’75 кг',(м2-С)-oDvU -1 ,Оо
5. По приложению 20, интерполируя по (оу) при <о = 0,5 м/с, находим
kiv = 28,1 + (30,4 — 28,1)0,75 = 29,8 ккал/(м2-ч-°С).
6. Определяем расчетную поверхность теплообменника по формуле (80)
572 400
оо с/ I50 + 70 —28 4- 25
29,8 ------------------------
177 м2.
Предварительно принятая типовая секция подогрева имеет теплоотдающую поверхность Fw — 205,2 м2.-
Коэффициент запаса Ki = 205,2/177 = 1,16 находится в пределах рекомендуемых значений.
7. Сопротивление проходу воздуха при массовой скорости (оу) = = 6,75 кг/(м2-с) находим по приложению 21:
Нп = 10,1 кге/м2.
8. Сопротивление проходу воды Hw при последовательном соединении теплообменников определяем по формуле (83)
0,8 1,85 . 0,8 1,85
= 26,85 1-4 _____• 10« + 26,85. —------------10® = 1250 +
w ' 4Q4 40*
+ 1640 = 2890 кге/м2.
100
В связи с разным числом ходов в теплообменниках по формуле (83) определено сопротивление проходу воды для каждого теплообменника в отдельности и затем взята их сумма.
§ 26. Увлажнение, охлаждение и осушка воздуха в оросительных камерах
Необходимость в увлажнении наружного воздуха в зимнее время наглядно иллюстрируется следующим примером. Влагосодержание наружного воздуха в холодный период, согласно приложению 9, при наружных температурах от 0 до —20°С составляет 0,0049—0,0011 кг/м3 при полном насыщении. Относительная влажность воздуха в этот период 80%. Следовательно, влагосодержание составляет в среднем 0,003-0,8=0,0024 кг/м3. Если такой воздух нагревать, например, до +18°С, то относительная влажность воздуха, подаваемого в помещение, будет
0,0024
? ~ 0,0154
•100= 15,6%.
Согласно строительным нормам относительная влажность воздуха в помещениях должна быть 30—60%. Поэтому в холодный период наружный воздух нужно увлажнять. Перед увлажнением воздух должен быть предварительно нагрет.
В СКВ наибольшее распространение получило увлажнение воздуха путем испарения воды в потоке увлажняемого воздуха.
При увлажнении воздуха в оросительных камерах кондицио-
неров применяются форсунки У-1, приведенные на рис. 43.
Вода проходит по каналу форсунки и поступает по касательной в цилиндрическую камеру форсунки. Благодаря центробежной силе вода получает вращательное движение и выходит через коническое отверстие (сопло) в виде мельчайших капель.
Меняя крышку форсунки с различными калиброванными отверстиями от 3 до 5,5 мм и изменяя давление воды перед входом, можно получить различную производительность форсунки и степень распыла воды. Грубый распыл воды получается при выходных отверстиях 4—5,5 мм и при давлении воды перед форсункой 1— 1,5 кгс/см2. Средний распыл об
Рис. 43. Тангенциальная (угловая) форсунка типа У-1:
1 — капроновый корпус; 2 — капроновая пробка; 3 — латунная шайба с выходным отверстием
101
разуется при диаметре отверстия 3—3,5 мм и при давлении воды около 2 кгс/см2.
Форсунки грубого и среднего распыла универсальны, т. е. могут как увлажнять, так и осушать воздух. Поэтому их следует применять для изоэнтальпических и политропических процессов увлажнения, охлаждения и осушки воздуха.
В типовых камерах центральных кондиционеров приняты форсунки диаметром от 3,5 до 5,5 мм.
Производительность форсунок типа У-1, кг/ч, определяется по формуле
<7Ф = 38,5/?ф4Б^о’38, (84)
где рф — давление воды перед форсункой, кгс/см2; d0 — диаметр выпускного отверстия форсунки, мм.
Для удобства расчетов по этой формуле составлена номограмма (рис. 44).
Дав/течие бода перед форсункой, кгсД:--2
Рис. 44. Производительность форсунок типа У-1 в зависимости от диаметра выпускного отверстия и давления перед форсункой
102
Производительность капроновых форсунок с латунными вкладышами примерно на 7% меньше, чем латунных форсунок, по данным, приведенным на рис. 44.
Разбрызгиванием воды в потоке воздуха, движущегося через оросительную камеру кондиционера, достигается большая поверхность контакта воздуха и воды. Это позволяет обрабатывать воздух в ограниченном объеме камеры в течение весьма короткого времени (менее одной секунды).
Существенным фактором в процессе тепловлагообмена в камере является скорость движения воздуха. С увеличением ее интенсифицируется процесс тепловлагообмена. Однако исследования показали, что при грубом распыле и скорости, превышающей 3,6 м/с, часть капель воды уносится воздухом за пределы камеры. Исходя из этих условий, определены размеры типовых оросительных камер, изготовляемых заводами.
Аэродинамическое сопротивление камеры орошения, кгс/м2
2 VI
НК = ЫЯ-^. (85)
где Ок — скорость воздуха в поперечном сечении камеры, м/с;
Eg — сумма коэффициентов местных сопротивлений, которую для двухрядных камер типа КД и КТ можно принимать равной 28;
у — объемная масса воздуха, кг/м3;
g — ускорение свободного падения, м/с2.
На интенсивность тепло- и влагообмена воздуха с водой влияет много различных факторов (см. главу IV), аналитическое определение которых крайне затруднено, особенно ввиду хаотического движения капель воды, характеризующегося переменными по значению и направлению скоростями, а также различного и непрерывно изменяющегося (вследствие агломерации) диаметра капель воды.
Все вышеуказанное не позволяет определить действительную поверхность тепло- и влагообмена. Поэтому современный уровень теории и расчета процессов тепло- и влагообмена, происходящих в оросительной камере, не имеет строгой методики расчета камер и в практике пользуются эмпирическими (опытными) данными, полученными на основании испытаний различных камер.
В настоящее время в проектной практике широко применяются следующие методы теплотехнического расчета форсуночных оросительных камер: метод Промстройпроекта, разработанный в 1948 г. Б. В. Баркаловым; метод НИИсантехники, разработанный в 1953—1960 гг. Е. Е. Карписом, метод Сантехпроекта. разработанный в 1960 г. Л. М. Зусмановичем.
103
Расчет оросительных камер по методу Промстройпроекта
Тепловой баланс оросительных камер представляется уравнением полного количества тепла, обмененного между воздухом и водой, согласно формулам (30), (31) и (33):
Qn — GK(/H — /к) = ОкРС(6гк--^К’н) = Wc(twK — twn), (86)
где GK — количество воздуха, проходящее через оросительную камеру, кг/ч; /н, /к — начальная и конечная энтальпии обрабатываемого воздуха, ккал/кг; р — W/GK= (/„ — IK)/(twK — tw„)— коэффициент орошения воздуха водой, кг/кг; tWH, twK — начальная и конечная температуры разбрызгиваемой воды, °C; W — количество воды, разбрызгиваемой в оросительной камере, кг/ч.
При параллельных потоках воздуха и воды идеальный политропический процесс теплообмена заканчивается, когда температуры воздуха и воды примут одинаковое значение, равное теоретической температуре воздуха /т (рис. 45).
Реальный процесс при той же начальной температуре воздуха /н и воды tWE и том же коэффициенте орошения р заканчивается при температуре воздуха tK и температуре воды tWK, отличных от /т, причем с увеличением коэффициента орошения р температура воды twn приближается к /т.
При противотоке воздуха и воды идеальный политропический процесс теплообмена заканчивается, когда температура воздуха tK будет равна начальной температуре воды tWn.
Реальный процесс заканчивается при iK>tWH.
При изоэнтальпических процессах температура воды tw постоянна, но конечная температура воздуха tK в реальных процессах выше, чем температура воды.
104
Рис. 46. Схема процессов охлаждения воздуха, построенная на I — d-диаграмме
В реальных политропических процессах тепло- и массообмена параллельный ток сопровождается противотоком и перекрестным током воздуха и воды, поэтому ни первый, ни второй варианты идеализации процессов в камерах не вполне закономерны.
В практике принято считать, что идеальные процессы в оросительных камерах заканчиваются, когда теоретическая температура воздуха становится равной температуре отработавшей воды: К — —twu, т. е. так же, как для процессов с параллельным течением воздуха и воды.
Для расчета реальных процессов тепло- и массообмена В. В. Мухиным и А. А. Гоголиным предло
жен коэффициент полезного действия камеры по теплообмену г)т, представляющий отношение действительной разности энтальпий Д/д=/н — /к реальных процессов теплообмена НК, HKi, HKz, НКз (рис. 46) и других процессов, имеющих разность энтальпий, к разности энтальпий 7Н — /т идеального процесса НТ, который заканчивается, когда конечные температуры воздуха и воды становятся равными между собой и теоретической температуре воздуха /т, соответствующей условиям параллельного течения воздуха и воды (рис. 45):
/н—7Т Q-T ’ (87)
где Q„ — действительное количество обмененного тепла, ккал/ч; Qr — теоретически возможное количество обмененного тепла, ккал/ч.
В диапазоне сравнительно небольших изменений параметров, которые имеют место в камерах орошения, энтальпию воздуха можно считать функцией температуры по мокрому термометру tyt (см. рис. 46). При этих условиях
Qu 6,1. Н 6( к + ^Wh /OCX
Ъ — —Q =----------7---. ( 00 )
‘и. н 'Wh
105
Из уравнений (86) и (88) получим
Л[ Лс /оп\
~ ^Д/С.д-Д/Н.д ’ (ОУ?
। де tWH, twu, tw-г — соответственно начальная, конечная и теоретическая конечная температура воды, °C; /м.н, /мк, Д/М.д — начальная и конечная температура воздуха по мокрому термометру и разность этих температур. °C; Д/С.д=/М.н—tWn — максимальная разность между начальной температурой воздуха по мокрому термометру и температурой воды, вступающей в теплообмен, °C.
Для всех процессов теплообмена с заданной разностью энтальпий Д/д формула (89) содержит лишь одно условие т]тД/с.д>Д/м.д и дает одинаковый результат при расчетах для процессов //Л', 7/Д1, HKz, если начальная температура орошающей воды twtt постоянная.
В действительности же для заданных начальных параметров воздуха и воды при выбранных параметрах оросительной камеры может иметь место только один конечный результат. Чтобы конкретизировать заданный процесс полного теплообмена ///<, его связывают с теплообменом по явному теплу путем продолжения прямой НК на / — d-диаграмме до пересечения с <р= = 100% в точке Т, характеризующей теоретически возможную температуру воздуха и воды.
Таким образом, на / — d-диаграмме фиксируются три точки на изотермах /н, tK и /т; отношение отсекаемых ими отрезков /в — /к и /н — /т, которое представляет собой отношение действительного количества явного тепла Q^.a к теоретически возможному количеству Qt.h, определяется коэффициентом эффективности теплообмена Е, т. е.
Отношение действительного количества полного тепла QK, отданного воздухом, к теоретически возможному максимуму QT в этом процессе приблизительно пропорционально отношению соответствующих количеств явного тепла фд.я и QT.H, т. е. также характеризуется коэффициентом эффективности теплообмена Е, так как изотермы /н, /к и /т практически параллельны между собой, а изоэнтальпы (адиабаты) полностью параллельны. Следовательно, отрезки Д/д и Д/т пропорциональны отрезкам Д/д= — /и /к И Д /т — /и /т -
Отношение полных количеств тепла Q:JQt определяет также условия нагрева воды, участвующей в процессе, выражающиеся в отношении отрезков, представляющих действительный нагрев воды Iwk — /и’н к теоретически возможному /т — twu.
Следовательно, коэффициент эффективности теплообмена в
ш
оросительной камере полностью характеризует условия явного и полного теплообмена, т. е. справедливо равенство
Од ____ Wk ^Wh ___ г? /п 1 \
О / __/ / __/ ““ / _t —/з.
YT Лн 1Т 2Н *т *т LWn
Отсюда следует, что при заданной начальной температуре воды, вступившей в теплообмен, для заданных начальных и конечных параметров воздуха имеет место только одна реальная, конечная температура отработавшей воды, °C
twK — tw* + (tj — tw*)E. (92)
Соответствующая ей начальная температура воды, °C, определяется из формул (86) и (91):
Лгн=/т + -н~/к (93)
Из формулы (92) определяется разность между теоретически достижимой G и реальной конечной температурой воды tWK, *С
Mwk = E— 1wk = g — 1 (94)
где &tw=twK— twn-
Применяемые в настоящее время оросительные камеры работают с коэффициентами эффективности теплообмена Е в пределах от 0,8 до 0,95, и очень редко эти коэффициенты снижаются до 0,7. Нагрев воды в оросительных камерах, как правило, не превышает 3°С. В этих условиях &tWK по формуле (94) будет равно (Jg — 1 ) 3=0,75*С и в исключительных случаях может доходить до (— 1 j 3=1,2°С.
На основании изложенного в практических расчетах рекомендуется принимать
tWK = tT — 1°С, (95)
причем G находится в точке Т пересечения продолжения прямой НК с кривой <р = 100% (рис. 46).
При описанных выше условиях коэффициенты и Е практически равны между собой.
Современные типовые двухрядные оросительные камеры кондиционеров типа КТ всех производительностей имеют длину 2,42 м (включая воздухораспределитель и каплеуловитель), кондиционеров КД — 1,8 м.
При одинаковой длине камеры и постоянной скорости движения воздуха в ней среднее время контакта между воздухом и водой, а вместе с ним и коэффициент орошения зависят от
107
высоты камеры Например, условия контакта между воздухом и водой в камерах высотой 2 м для КТ-30 и 5 м для КТ-160 и КТ-250 одинаковы только в верхней части (й=2 м). Через нижнюю часть высотой 3 м проходят добавочные потоки воды, падающей сверху, и хотя эти потоки не имеют той капельной структуры, что при выходе из форсунок, они все же повторно участвуют в теплообмене и увеличивают эффективность.
На основе проведенных экспериментов установлено, что коэффициент орошения зависит также от диаметра отверстия форсунок типа У-1.
Б. В. Баркалов на основании обработки результатов экспериментальных исследований различных авторов предложил следующие расчетные формулы для определения коэффициента орошения р, кг/кг.
для камер высотой 1,5 м и более, т. е. камер кондиционеров КТ-30 и больших, оборудованных форсунками грубого и среднего распыла, с диаметром отверстий от 3 до 5,5 мм
/ \1.175
;j. = 2,92^x(t>-[)-°’535| Ig^gJ ; (96)
для камер высотой менее 1,5 м, т. е. камер кондиционеров КД-Ю и КД-20, оборудованных форсунками диаметром 3— 5,5 мм,
(97)
Рис. 47. Секторы / — d-диаграммы для определения процессов обработки воздуха в оросительной камере
108
где у — коэффициент, зависящий от диаметра выходного отверстия форсунки, принимаемый по табл. 3; х— поправочный коэффициент, учитывающий сектор диаграммы, в котором проходит процесс обработки воздуха в камере, принимаемый по табл. 4 и рис. 47; (цу) —массовая скорость воздуха, кг/(м2-с); Е — коэффициент эффективности теплообмена.
Сектор I — d-диаграммы, в котором протекают процессы обработки воздуха в оросительной камере, находят в зависимости от значения коэффициента е, определяющего направление процесса обработки воздуха:
е = 1000 = 1000 ЛА' , (98)
ан — «к х 1
где dH, /н и dK, /к — соответственно начальные и конечные влагосодержания и энтальпии воздуха, г/кг и ккал/кг.
В секторе I I — d-диаграммы протекают процессы с положительными приращениями энтальпии Д1 и влагосодержания Ad. Значения е в этом секторе положительны (табл. 4 и рис. 47).
В секторе II могут быть положительные приращения энтальпии и отрицательные приращения влагосодержания. В системах кондиционирования воздуха никаких процессов в этом секторе не бывает.
В секторе III приращения энтальпии и влагосодержания могут быть только отрицательные, е>0; значения коэффициента х приведены в табл. 4.
В секторе IV приращения энтальпии отрицательные, а влагосодержания — положительные. В этом секторе все значения е отрицательные, т. е. е<0. Значения коэффициента х см. в табл. 4.
Произведя расчеты коэффициента орошения р по формулам (96) и (97) и сопоставляя их результаты, можно видеть, что расхождения в значениях коэффициентов р составляют от 0 до 3%. Приведенные материалы дают возможность по методу Промстройпроекта определять коэффициент орошения р при расчете и подборе оросительных камер всех размеров по формуле
/ . \1.17
P = 2,95yx(z/p)-°-563l 1g у—g-) . (99)
Для облегчения расчетов по формуле (99) введем вспомогательную величину рт — базовый коэффициент орошения
/ г \1.П
рт = 2,95(г/7)-°-563( Igj—-g-) , (100)
тогда требуемый коэффициент орошения р определится по формуле
Р = (101)
109
Таблица 3. Значения коэффициента у
Кондиционер Диаметр выходного отверстия форсунки, мм
3 3,5 4 4,5 5 5,5
КД-10 0,89 0,96 — — — —
КД-20 — — 1,03 1,09 1,15 1,26
кт-зо 0,83 0,89 — — — —
от КТ-40 до КТ-250 — — 0,95 1 1,05 1,14
Таблица 5. Значения базового коэффициента орошени? Цт, кг/кг
Массовая скорость воздуха (от), кг/(м*с) Коэффициент эффективности теплообмена Е
0,75 0,8 0,85 0,9 0,95
1 1,62 1,94 2,34 2,91 3,94
1,5 1.30 1,54 1,86 2,33 3,15
9 1.1 1,31 1,59 1,99 2,69
2,5 0,98 1,17 1,40 1,76 2,38
3 0,89 1,06 1,27 1,59 2,16
3,5 0,81 0,97 1,17 1,46 1,98
Таблица 4. Значения коэффициента х
Значения у гловых коэффициентов е луча процесса на I—d-дилгра мме
Кондиционер Диаметр фор-сунки, мм £=0 изоэн-таль-Гпиче-ский процесс от 0 ДО + м III сек- от 0 до + 100 от +100 до+200 ОТ+ 200 ДО + 300 от+ 300 до+400 от+400 до+500 от 4-500 ДО + со от 0 до-100 ot-ICO до—500 от—500 до -1000 от — 1000 до -2000 от -2000 до -5000 ОТ -5000 ДО—оо
тор диаграммы I сектор диаграммы IV сектор диаграммы
кд-ю 3-3,5 0,28 1 0,35 0,45 0,55 0,7 0,85 0,95 0,35 0,45 0,65 0,8 0,9 1
КД-20 4-5,5 0,44 1 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 0,5 0,6 0,75 0,85 0,95 1
КТ-30 3-3,5 0,28 0,86 0,3 0,4 0.5 0.6 0,7 0,8 0,3 0,45 0,6 0,7 0,75 0,85
от КТ-40 до КТ-250 4-5,5 0,44 0,86 05 0,55 0,6 0,7 0,75 0,85 0,5 0,55 0,65 0,75 0,8 0,85
Рис. 48. Номограмма для определения базовых коэффициентов орошения цт для всех видов и размеров центральных кондиционеров КД-10, КД-20 и КТ
Значения jxT, вычисленные по формуле (100), приведены в табл. 5 и на номограмме (рис. 48).
Значения поправочных коэффициентов у и х приведены соответственно в табл. 3 и 4.
Теплотехнический расчет оросительной камеры начинают с построения процесса обработки воздуха на / — d-диаграмме. По заданным начальным параметрам (tB, IB, dB) воздуха, поступающего в камеру, и конечным параметрам (tK, IK, dK) воздуха, выходящего из камеры, в результате построения процесса на I — d-диаграмме в точке пересечения линии процесса с кривой <р= 100% находят теоретическую температуру воды, выходящей из камеры tr, и соответствующие параметры воздуха в этой точке.
Затем по заданному количеству обрабатываемого воздуха GK подбирают ближайшую типовую оросительную камеру большей или равной производительности с живым сечением для прохода воздуха FK (см. приложение 2).
Предварительно задаются диаметром выходного отверстия форсунок d0=3,5-4-5,5 мм. (Выбор форсунок уточняется в последующих расчетах). Затем по формуле (98) находят значение коэффициента 8, определяющего сектор 1 — d-диаграммы, в котором протекает процесс.
in
Коэффициент эффективности теплообмена Е находят по формуле (91).
Значение массовой скорости движения воздуха, кг/(м2-с), находят по формуле
= 3600-FK ' 102)
Базовый коэффициент орошения цт, кг/кг, находят по табл. 5 или по номограмме (рис. 48).
Значения поправочных коэффициентов у и х принимают по данным табл. 3 и 4, после чего по формуле (101) находят коэффициент орошения р.
По известным величинам р и GK из формулы (86) определяют величину W — общее количество воды, разбрызгиваемой в оросительной камере, кг/ч.
Типовые оросительные камеры изготовляются с числом форсунок в ряду 18 и 24 шт. на 1 м2 поперечного сечения камеры Предварительно принимают плотность расположения форсунок 18 шт./(м2-ряд) и находят по приложению 2 общее число форсунок и* в камере. Затем определяют требуемую производительность форсунки, кг/ч
<7ф = «7'«ф. (ЮЗ)
По известной производительности форсунки q$ и графику (см. рис. 44) определяют требуемое давление воды перед форсунками рф, которое должно находиться в пределах от 1 до 2 кгс/см2.
Если значения дф выходят за указанные пределы, то изменяют либо диаметр выходного отверстия d0, либо плотность расположения форсунок и соответственно корректируют расчет. Для капроновых форсунок с латунными вкладышами, которые имеют производительность на 7% меньшую, чем латунные, при определении требуемого давления воды перед форсунками по графику рис. 44 вместо q$ следует принимать значение дф, определяемое по формуле
<7ф = <7Ф/О,93. (104)
Расход холода в оросительной камере, ккал/ч, определяют по формуле
Qx = GK(/H~/K), (105)
нагрев воды в камере— по формуле
— Evh — QJ W, (106)
начальную температуру воды — по формуле
t\VH = t ttj; — Л/«7. (107)
112
Рассмотрим примеры расчета и выбора типовых оросительных камер.
Пример 20. Рассчитать по методу Промстройпроекта оросительную камеру для кондиционера при следующих исходных данных: количество обрабатываемого воздуха GK = 57 200 кг/ч; параметры воздуха, поступающего в камеру: tB — 28,7°С, 1В = 13,4 ккал/кг, dB = 10,6 г/кг; параметры воздуха после камеры: tK — 13°С, /к = 8,35 ккал/кг; dK = 8,6 г/кг, <р = 90%.
Требуется выбрать типовую камеру, определить диаметр и количество форсунок, расход воды, начальную и конечную температуры воды, необходимое давление перед форсунками и расход холода на обработку воздуха.
Решение. 1. Наносим на I — d-диаграмму (рис. 49) точки, характеризующие начальное (точка Н) и конечное (точка К) состояния воздуха. Точку Н соединяем с точкой К и продлеваем эту прямую до пересечения с кривой Ф = 100% в точке W. Находим на I— d-диаграмме параметры воздуха в точке W: tw = 11,1°С, Iw = 7,7 ккал/кг, dw = 8,4 г/кг.
2. Для заданного количества обрабатываемого воздуха принимаем типовую оросительную камеру кондиционера КТ-60, имеющую живое сечение для прохода воздуха FK — 3,405-2,003 = 6,82 м2. Предварительно принимаем капроновые форсунки с латунным вкладышем и диаметром выходного отверстия do = 4,5 мм.
3. По формуле (98) находим значение углового коэффициента е, определяющего сектор I — d-диаграммы, в котором протекает процесс обработки воздуха:
. = 1000 13,4 — 8,35 = 2525 ккал/кг
10,6 — 8,6
что соответствует третьему сектору (см. рис. 47).
4. Коэффициент эффективности теплообмена находим по формуле (91)
Е = = 28,7 — 13 _ q g
tB — tw 28,7—11,1
5. Находим значение массовой скорости воздуха в камере по формуле (102)
(ш) =— 57 200-----=-2 34 кг'(м2-с).
к и 3600-6.82 v 6 7 8 9 10
6. Базовый коэффициент орошения рт находим по рис. 48: |Дт=1,8 кг/кг.
7. Значения поправочных коэффициентов у и х находим соответственно по табл. 3 и 4: у= 1 и х=0,86.
8. По формуле (101) находим требуемый коэффициент орошения
ц = Цтух — 1,8-1,0-0,86 = 1,55 кг/кг.
9. Общее количество разбрызгиваемой воды в оросительной камере
Ц7 = |.tG„ = 1,55-57 200 = 88 660 кг/ч.
10. Предварительно принимаем плотность расположения форсунок в ряду 18 шт./м2, тогда обшее число их в принятой
Рис. 49. Схема построения процесса теплообмена в камере •орошения при расчете по методу Промстройпроекта
113
двухрядной камере Пф=234 шт. (приложение 2). Требуемая производительность одной форсунки по формуле (103)
= UZ/пф = 88 660/234 = 378 кг/ч.
11. Условная производительность форсунки, учитывая снижение производительности капроновой форсунки по сравнению с латунной, для которой со ставлен график рис. 44,
= <7ф/0,93 = 378/0,93 = 407 кг/ч.
Давление воды перед форсунками do — 4,5 мм по рис. 44 р = 1,75 кгс/см2, что находится в рекомендуемых пределах (1—2 кгс/см2). Предварительно принятую плотность расположения форсунок 18 шт./(м2- ряд) оставляем без изменения.
12. Конечную температуру воды на выходе из оросительной камеры на ходим по формуле (95)
tWK = tT — 1 = 11,1 — 1 = 10,1°С.
13. Расход холода в камере определяем по формуле (105)
Qx = GK(IU — /„) = 57 200(13,4 — 8,35) = 288 860 ккал/ч.
14. Действительный нагрев воды в камере определяем по формуле (106)
_ Qx _ 288 860
w W 88 660
3,25°С.
15. Начальная температура воды по формуле (107)
tWB = twK — Mw = 10,1—3,25 = 6,85°С.
Таким образом, для обеспечения заданных параметров воздуха пригодна типовая камера кондиционера КТ-60 с форсунками do = 4,5 мм общим числом Лф — 234 шт. Начальная температура воды twn = 6,85°С, конечная twK = 10,ГС, расход воды IF = 88 660 кг/ч, требуемое давление воды перед форсунками рф — 1,75 кгс/см2.
Расчет оросительных камер ло методу НИИсантехники
В результате экспериментальных исследований большого числа оросительных камер, оборудованных стандартными форсунками с диаметром выходных отверстий от 3,5 до 5 мм, проведенных НИИсантехники, получены следующие формулы для определения коэффициентов полного теплообмена в камерах:
для политропических процессов
Е = 1 - (108)
гм. н~ г1Гн
для изоэнтальпических (адиабатических) процессов
£61
А==~Г^Т7-
ГК 1м. Н
6с ^м, Н
6l tM. н
= 1 —
(109)
где бч.н и /м.к — начальная и конечная температуры воздуха по мокрому термометру, °C;
114
twB и tWK — начальная и конечная температуры воды, обрабатывающей воздух в камере, °C;
/н н tK — начальная и конечная температуры воздуха (по сухому термометру), обрабатываемого в камере, °C.
С помощью коэффициента полного теплообмена Е в общем случае можно определять только один параметр конечного состояния воздуха — его энтальпию /к. Для вычисления второго параметра -— конечной температуры воздуха по сухому термометру /к— дополнительно пользуются коэффициентом теплообмена
Е'=\------. (ПО)
‘Н — гм. и
Коэффициент Е' пригоден для оценки всех процессов обработки воздуха, включая изоэнтальпический (в этом случае tK —tVK
^м.к=/м.н и Е'=1— ------= £А)- Поэтому коэффициент эф-
'н — гм. и
фективности Е' назван универсальным.
Совместное использование коэффициентов £', Е и уравнения теплового баланса позволяет выполнять любые расчеты, включая определение конечных или начальных параметров воздуха.
В процессе исследований установлены функциональные зависимости для коэффициентов эффективности теплообмена:
£==Д(фТ), <i, z, d0|; £' = /,[(17), р, z, г/о].
Поэтому для вычисления значений коэффициентов эффективности необходимо знать: массовую скорость воздуха в поперечном сечении камеры (цу), коэффициент орошения р, число рядов форсунок z, диаметр выходного отверстия форсунки d0 и ее производительность </ф.
В табл. 6 приводятся рекомендуемые значения коэффициентов эффективности теплообмена для типовых двухрядных форсуночных камер при их номинальной производительности по воздуху при (оу) 25:3 кг/(м2-с) и плотности расположения форсунок 184-24 шт./(м2-ряд).
В расчетах при помощи коэффициентов эффективности используют также уравнение теплового баланса
=== (£i. н ^м. к) == Р {^Wk ^1Гн) » (Hl)
где m«0,7— коэффициент пропорциональности между энтальпией и температурой воздуха по мокрому термометру.
Из формулы (Ш) можно получить конечную температуру воды в камере
Лгк = Лгн + ОТ(<М Н,7 /ц'к) (112)
115
Таблица 6. Значения коэффициентов эффективности теплообмена Е, Ед и Е'
Процессы обработки воздуха Диаметр выпускного отверстия форсунки, мм Коэффициенты эффективности теплообмена Значения коэффициента орошения р., кг/кг
0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 Ы 1.2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8 и более
Изоэнтальпическое 3,5 Еа 0,71 0,76 0,8 0,82 0,86 0,89 0,91 0,935 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96
увлажнение 4-5 Еа — — — 0,75 0,77 0,79 0,82 0,84 0,85 0,865 0,89 0,895 0,9 0,92
Одновременное охлаждение и осушение, охлаждение без изменения влагосодержания, одновре- 3,5 Е 0,785 0,815 0,845 0,875 0,9 0,92 0,92 0,92 0,92 0,92 0,92
менное охлаждение и 3,5 Е' —— — —— 0,79 0,825 0,86 0,89 0,92 0,95 0,95 0,95 0,95 0,95 0,95
увлажнение с пони- 4-5 Е — — — 0,68 0,7 0,72 0,74 0,76 0,775 0,79 0,81 0,82 0,83 0,84
жением энтальпии 4-5 Е' — — — 0,73 0,755 0,775 0,795 0,815 0,835 0,85 0,865 0,88 0,895 0,9
Одновременное охлаждение и увлажнение с повышением энтальпии, изотерми- 3,5 Е 0,765 0,78 0,80 0.815 0,825 0,84 0,86 0,865 0,87 0,87 0,87 0.87 0.87 0,87'’
чеокое увлажнение, 3,5 Е' 0,815 0,83 0,85 0,865 0,875 0,89 0,9 0,905 0,915 0,915 0,915 0,915 0,915 0,915
одновременный подо- 4-5 Е — — — 0,8 0,82 0,83 0,84 0,85 0,85 0,85 0,86 0,87 0,875 0,88
грев и увлажнение 4-5 Е' — — — 0,785 0,79 0,81 0,82 0,83 0,845 0,86 0,87 0,88 0,89 0,89
Примечание. В зависимости от массовой скорости воздуха (оу) в камере значения коэффициентов эффективности, приведенные в данной таблице, необходимо умножить на поправочный коэффициент: при (оу), кг/(м2-с); 2,2; 2,4; 2,6; 2,8; 3 н более а: 0,93; 0,94; 0,95; 0,96; 1.
Таблица 7. Типы расчетов форсуночных камер
Тип расчета
Заданные параметры
Неизвестные
Начальное состояние воздуха /в, а, /в, <^а
Конечное состояние воздуха tK, 4«.к, /и,
Универсальный коэффициент эффективности теплообмена Е' Конструктивные характеристики камер z, п, d0
Количество воздуха GK
Начальное состояние воздуха ta, ^М.В, Ab do
Количество воздуха и воды GK, W, li=W/GK
Начальная температура воды iwB Конструктивные характеристики камеры z, п, do
Коэффициент эффективности полного теплообмена Е Начальная и конечная температуры обрабатывающей воды tws И twK
Коэффициент орошения ц Количество воды V7
Коэффициенты эффективности теплообмена Е и Е'
Конечное состояние воздуха
А, А«.К, 7К, dx
Конечная температура воды two
Совместное использование коэффициентов Е и Е' и уравнения (111) позволяет выполнять все типы расчетов форсуночных камер, которые представлены в табл. 7.
Расчеты I типа встречаются, как правило, при проектировании, а расчеты II типа — при наладке и эксплуатации си-
стем кондиционирования воздуха.
Пример 21. Рассчитать по методу НИИсантехники оросительную камеру для условий примера 20: G„=57 200 кг/ч; /Я=28,7°С. 1В = 13,4 ккал/кг; dB = = 10,6 г/кг; tK B = 19,5°С; <И=13°С; /к=8,35 ккал/кг; dK=8,6 г/кг; <р = 90%; /м.к = = 12.1°С (рис. 50)
Требуется выбрать типовую камеру, определить число и диаметр форсунок, расход воды, начальную и конечную температуры воды, необходимое давление перед форсунками, расход холода на обработку воздуха.
Решение. Как видно из табл. 7, расчет относится к I типу.
1. Определяем универсальный коэффициент теплообмена в камере орошения
Рис. 50. Схема построения процесса теплообмена в камере орошения при расчете по методу НИИсантехники
I
117
по формуле (110)
Е' = 1 —
13- 12,1
28,7 —19,5
2. Принимаем к установке типовую камеру номинальной производительностью 60 000 м3/ч с живым сечением для прохода воздуха FK = 6,82 м2.
Массовая скорость воздуха (из примера 20) (уу) = 2,34 кг/(м2-с). В связи с тем, что (иу) <3 кг/(м2-с), значения Е' должны быть умножены на поправочный коэффициент а = 0,93. Для достижения требуемого значения Е' = 0,9 необходимо принять форсунки с do = 3,5 мм и коэффициентом орошения pi = 1,3 кг/кг (табл. 6). При этих условиях Е' = 0,95-0,93 « 0,9, соответствующее значение £«0 92-0,93 «0,86.
3. Из уравнения теплового баланса (111) находим конечную температуру воды
/ _/ 1 _ 4 । 13,4 8,35 ± , о лор
!W’k — £Wh "г----------------ЧГн -Г --------j-g------- — г1Гн + е
Подставляя это выражение и значение £ = 0,86 в уравнение (108) и решая его относительно twB, вычисляем значения начальной и конечной температуры воды:
и ^м.и
*м.к ~ ZWk = , о С — (*17н + 3.4 * * * В 9) .
1 —£ ’ 1—0,86
twn = 5,2°С и tWB = 5,2 + 3,9 = 9,1°С.
В связи с полученным низким значением twB, которое рекомендуется принимать не ниже 6,5°С (согласно СНиП П-33-75 температура воды на выходе из кожухотрубных испарителей хладоновых компрессорных холодильных машин должна быть не ниже 6°С), увеличиваем коэффициент орошения и принимаем pi = 1,55 по аналогии с примером 20.
4. По данным табл. 6 увеличение коэффициента pi до 1,55 на значения Е и £' не оказывает влияния, т. е. сохраняются значения £'«0,9 и £«0,86.
5. Из уравнения теплового баланса (111) определяем tWK при значении ц = 1,55:
4 — 4 । _ 4 I 13,4— 8,35 _____ t ч 9Г. с
1Wk — £1Гн ------------г Ц-’н + ---j-gg-----‘ 1Ги + c-
Подставляя это выражение и величину £ = 0,86 в уравнение (108) и решая его относительно twB, находим значения tvrB и twB:
4 _4 к~ ZW|< । () г, 1211 3,25
j—g--------U.O----------——-------------
тогда /WH = 7,1°С и Iwk = 7,1 + 3,25 = 10,35°С.
6. Предварительно принимаем плотность расположения форсунок 24 шт./м2, тогда общее количество форсунок в принятой камере Пф — 312 шт.
В связи с тем, что значение pi такое же, как в примере 20, расход воды принимаем по данным примера 20: W = 88 660 кг/ч.
7. Требуемая производительность одной форсунки по формуле (103)
9ф = W/пф = 88 660/312 = 284 кг/ч.
8. Условная производительность форсунки по формуле (104)
9ф/0,93 = 284/0,93 = 306 кг/ч.
Требуемое давление воды перед форсунками по графику рис. 50 Pt —
118
= 2 кгс/см2, что соответствует верхнему пределу рекомендуемых значений. Очевидно, что нет необходимости в проверке возможности применения камеры с плотностью расположения форсунок 18 шт./м2, так как требуемое давление воды рф превысит 3 кгс/см2, т. е. выйдет далеко за пределы рекомендуемых значений.
9. Расход холода в камере, по данным примера 20, Qx — 288 860 ккал/ч.
Таким образом, для обеспечения заданных параметров воздуха подходит типовая камера кондиционера КТ-60 с форсунками d0 = 3,5 мм общим числом 312 шт. Начальная температура воды twa = 7,1°С, конечная tw« = 10,35°С. Расход воды W = 88 660 кг/ч. Требуемое давление воды перед форсунками РФ = 2 кгс/см2.
Сравнивая с результатами расчета по методу Промстройпро-екта, можно констатировать, что в примере 21 число форсунок 7ф увеличено до 312 шт. при уменьшении диаметра do до 3,5 мм (в примере 20 и=234 шт. и с?о=4,5 мм). Давление воды рф увеличилось до 2 кгс/см2, вместо 1,75 кгс/см2. Следовательно, расход энергии на подачу воды к форсункам увеличится на 20___1 75
’ ! 75’— -100 =14,2%, поскольку расходы воды одинаковы. Однако начальная температура воды twn в примере 20 выше на 0,25°С, что уменьшит расход энергии на охлаждение воды. В связи с этим оба метода расчета можно признать равноценными, и практически выбор следует осуществлять в зависимости от параметров воды, поступающей от источника холодоснабже-ния.
Расчет оросительных камер по методу Сантехлр секта
Метод Сантехпроекта базируется на зависимости коэффициентов орошения воздуха водой от следующих величин (рис. 51): от заданной эффективности процесса по полному теплу
£ = Д/ =
Л| — /к
^р. и
At — 7К 0,24UH-fp. н) ’
(ИЗ)
то же, по явному теплу
^р. И
(114)
и от температурного критерия
= , (115)
ГЧ 1р. II
где tR — /р.н — гигрометрическая разность температур, °C; 7Н, /и — энтальпия, ккал/кг, и температура, °C, воздуха, поступающего в оросительную камеру; /к, tK — энтальпия, ккал/кг, и температура, °C, воздуха, выходящего из оросительной камеры; ^р.н, /р.и —температура точки росы воздуха, °C, поступающего в оросительную камеру и соответствующая ей энтальпия,
119
Рис. 51. Схема построения процесса теплообмена в камере орошения при расчете по методу Саптехпро-екта
ккал/кг; twn — температура воды при выходе из форсунок, °C.
Значения коэффициентов орошения ц для процессов охлаждения при осушении и увлажнении воздуха (III и IV секторы /•—d-диаграммы, рис. 47) при гигрометрической разности температур 11°С^Д/Р=/В—/p.esC23°C определяется по формулам:
АТ
С(1 + W-D
(118)
Величины А, К, С, D, т, п для камер с форсунками d0=3-r-5 мм приведены в табл. 8.
Значения ц по формулам (117) и (118) можно определить только путем последовательных приближений.
Таблица 8. Значения А, К, С, О, m и п для формул (117) и (118)
Диаметр выходного отверстия форсунок dQ, мм Л А' С D т п
3 2.86 2,4 1,85 1,05 0.624 0,316
4 2,56 2,18 1.77 1 0,56 0,3
5 2,96 2,47 2,2 1,41 053 0,25
§ 27. Обработка воздуха в камерах с орошаемой насадкой
Кроме форсуночных камер обработку воздуха можно производить в камерах с орошаемой насадкой. Насадки изготовляются из различных не поддающихся гниению или коррозии материалов: фарфоровые кольца Рашига и металлическая стружка, латунные, алюминиевые, капроновые, винипластовые сетки и пр. Преимуществом орошаемых слоев является получение более развитой поверхности соприкосновения воды и
120
Ж Жк ХК^-Ж-
шивание. 'Ъ результата ътстъ достигается высокая эффективность тепло- и влагообмена при малых коэффициентах орошения и низком давлении воды, при малых габаритах ре.та-жнительных камер и сравнительно низком аэродинамическом сопротивлении. Кроме того, при проходе воздуха через орошаемый слой происходит дополнительная очистка воздуха от пыли.
Камеры с орошаемым слоем-насадкой широко используются в химической промышленности (так называемые скрубберы). В вентиляционной технике они впервые были применены в конце 20-х годов нашего столетия, т. е. на заре зарождения кондиционирова-
ния воздуха.
На рис. 52 представлена камера с орошаемой насадкой, которая состоит из кожуха 6 прямоугольного сечения, внутри которого расположен рабочий слой насадки 4 из фарфо-
Рис. 52. Обработка воздуха в камерах с орошаемой насадкой:
1 — поддон: 2 — змеевик; 3 — патрубок для поступления воздуха; 4 — рабочий слой насадки; 5 — форсунка для распыления воды (или рассола); 6—кожух камеры; 7 — каплеотдслитель; 8 — вентилятор; 9 — выходной патрубок для воздуха; 10— дождевое пространство; 11 — насос; 12 — фильтр для очнсткн воды
ровых колец Рашига размером
25X25X3 мм, лежащих на металлической сетке с живым сечением 85% и создающих извилистый проход для воздуха. Над насадкой расположены форсунки 5 грубого распыла, орошающие насадку холодной водой. Вместо форсунок может быть применена перфорированная труба с диаметром отверстий 6—7 мм до 1000 шт./м2. Над форсунками устанавливается каплеотдели-тель 7 или второй, так называемый отбойный, слой колец, предотвращающий вынос воздухом мелких капель воды.
Воздух, поступающий через отверстие 3 снизу под рабочий слой насадки 4, обрабатывается в результате контакта его с орошаемой поверхностью насадки, а также при прохождении через дождевое пространство камеры 10. Движение воздуха — противоточное по отношению к орошающей воде и осуществляется при помощи вентилятора 8. Выход воздуха с заданными параметрами осуществляется через приточное отверстие 9.
Обработанная вода стекает в поддон и оттуда, пройдя фильтр, циркуляционным насосом 11 вновь подается к форсун
121
кам. Вода может охлаждаться в поддоне при помощи змеевика, по которому циркулирует хладоагент.
Толщина рабочего слоя насадки 200—400 мм. Толщина отбойного слоя 100—200 мм. Число колец, содержащихся в I м®, составляет примерно 50 000 шт., а их общая поверхность равна 220 м2. Скорость воздуха, отнесенная к лобовому сечению насадки, принимается в пределах 0,8—1,2 м/с.
Высота дождя Г, представляющая собой отношение количества орошающей воды W, м3/ч, к площади лобового сечения орошаемого слоя насадки F, м2, принимается 4—6 м/ч. Массовая скорость воздуха в лобовом сечении насадки составляет 1— 1,5 кг/(м2-с). При этих данных коэффициент орошения ц— =0,84-1 кг/кг.
Камерам с орошаемой насадкой свойственны все функции форсуночных камер. Поэтому они могут быть оборудованы в зависимости от потребности всеми другими элементами: калориферами первого и второго подогрева воздуха, первой и второй, рециркуляциями воздуха и т. д. Однако в большинстве случаев камеры с орошаемой насадкой применяются для охлаждения воздуха, т. е. в качестве воздухоохладителей.
В камере с орошаемой насадкой в зимнее время можно на-* гревать воздух низкотемпературной водой (25—40°С) промышленных предприятий. Если над насадкой разбрызгивается рециркулирующая вода, то обработка воздуха, проходящего через воздухоохладитель, будет изоэнтальпической. Схема обработки воздуха и построение ее процессов производится на I — d-диа-грамме аналогично обработке воздуха в промывных камерах кондиционеров.
Луч процесса обработки воздуха в слое колец проходит через точки начального и конечного состояний воздуха. При этом конечное состояние принимается на <р=90%. Однако в точке пересечения луча с <р = 100°/о ее изотерма соответствует средней температуре орошающей воды в слое колец (а не конечной, как это было в форсуночных камерах).
Ниже излагается предложенный А. А. Гоголиным метод расчета воздухоохладителей с орошаемой насадкой из колец Рашп-га, с помощью которого находят:
1. Полное количество тепла, отведенное от воздуха в воздухоохладитель, ккал/ч
Qn=GK(/H-4)- (119>
2. Количество явного тепла, отведенное от воздуха, ккал/ч
Q, = GKc(/H-^). (120}
Кроме того, количество явного тепла, отведенное от воздуха. может быть определено по формуле
Q^kFQ, (121}
122
где k — коэффициент теплообмена, ккал/(м2-ч-°С), определяемый согласно экспериментальным данным по формуле
k = (280 + 16408)Г0.42(г,т)0,5 io,6S> (122)
где б — толщина рабочего слоя насадки, м; Г — высота дождя, м/ч; (vy) — массовая скорость воздуха, отнесенная к лобовому сечению, кг/(м2-с); F — площадь лобового сечения орошаемого слоя насадки, м2; О = —-н~ —— среднелогарифмическая
разность температур; tw— средняя температура воды в воздухоохладителе, определяемая из построения процесса на J—d-диаграмме, °C.
3. Площадь лобовой поверхности воздухоохладителя, м2
F = 3600(»7) ’ (123)
Подставляя в выражение (122) значение k, полученное из формулы (121), и принятые величины Г и (цу), решают его относительно неизвестной толщины рабочего слоя насадки б.
4. Количество орошающей воды, кг/ч
Н7 = 1000ГЛ. (124)
5. Проходя через орошаемый (рабочий) слой насадки, вода нагреется на
Mw=Qn/W. (125)
6. Начальная температура воды, °C
t ин = t\v---2— • (126)
7. Сопротивление рабочего слоя насадки по воздуху определяется по формуле, предложенной А. А. Гоголиным, кгс/м2:
Spa6= 144В + (0,75 + 4,68)01^2.4-6. (127)
8 Сопротивление отбойного слоя из колец Рашига, кгс/м2 50тб = 338Отбг>1-88, (128)
где v — скорость воздуха, м/с, отнесенная к лобовому сечению насадки (колец Рашига).
Пример 22. Рассчитать воздухоохладитель с орошаемой насадкой из колец Рашига для охлаждения воздуха GK = 10 000 кг/ч от начальных пара
123
метров tB = 30°С и <рв = 35% до конечной температуры tK = 22°С и <рк = — 50%, если средняя температура орошающей воды tw — 12°С.
Решение. Находим по I — ^-диаграмме остальные начальные и конечные параметры обрабатываемого воздуха: tB = 30°С; <рн = 35%; /в = = 12,9 ккал/кг; dB = 9,4 г/кг; tK = 22°С; <рк = 50%; /к = 10,4 ккал/кг; dK = 8,4 г/кг.
1. Определяем полное количество тепла, которое необходимо отвести от воздуха в воздухоохладитель, по формуле (119)
QB = 10 000(12,9— 10,4) = 25 000 ккал/ч.
2. Количество явного тепла, отводимого от воздуха, по формуле (120) составит
Q„ = 10000-0,24(30 — 22) = 19200 ккал/ч.
3. По формуле (123) определяем лобовую поверхность рабочего слоя насадки, принимая скорость воздуха в лобовом сечении v = 1 м/с:
F =
10 000 3600-1,0-1,2
= 2,32 м2.
Принимаем воздухоохладитель прямоугольного сечения размерами в плане а X b = 1,5 X 1,5 м.
4. Определяем среднелогарифмическую разность температур
5. Находим из формулы (121) коэффициент явного теплообмена
k =----У---------= 617 ккал/(м=- ч-°С).
2,32-13,4 '' 7
6. Для принятой (оу) = 1,2 кг/(м2-с) принимаем высоту дождя Г = = 2 м/ч и из формулы (122) находим толщину рабочего слоя насадки:
617 = (280+ 16406) 2°-«-1,2°-5+°.еб,
откуда 6 = 0,15 м.
Для определения толщины рабочего слоя насадки имеются номограммы, которые приводятся в специальной литературе.
7. Количество охлаждающей воды определяем по формуле (124)
W = 2-2,32-1000 = 4640 кг/ч.
8. По формуле (125) определяем, на сколько градусов нагреется вода в воздухоохладителе:
Mw = 25 000/4640 = 5,39°С.
9. Начальную температуру охлаждающей воды можно определить по формуле (126)
tw„ = 12 - = 9,3°С.
124
10. Сопротивление рабочего слоя насадки по воздуху найдем по формуле (127)
Spac = [44-0,15+ (0,75+ 4,6-0,15)-2]-1 = 16,08 кгс/и2.
Отбойный слой колец принимаем равным 50% толщины рабочего слоя, т. е. ботб = 0,15-0,5 = 0,075 м, а сопротивление его определяем по формуле (128)
30тб = 33-0,075 = 2,48 кгс/м2.
11. Суммарное сопротивление воздухоохладителя с учетом сопротивления дождевого пространства, сеток и прочего составляет
SB = (16,08 + 2,48)1,06 = 19,5 кгс/м2.
Для вычисления толщины рабочего слоя орошаемой насадки А. А. Гоголиным предложена номограмма, представленная на рис. 53. Ход решения показан штриховой линией.
§ 28. Охлаждение и осушка воздуха в поверхностных воздухоохладителях
В СКВ для охлаждения и осушения воздуха широко применяются ребристые теплообменные аппараты, так называемые поверхностные воздухоохладители. Если наружная поверхность воздухоохладителей орошается водой, то воздухоохладители называются орошаемыми и при помощи их можно увлажнять обрабатываемый воздух.
125
Рис. 54. Изменение состояния воздуха в поверхностном воздухоохладителе
Поверхностные воздухоохладители могут работать:
в режиме «сухого» охлаждения воздуха, т. е. без выпадения конденсата из водяных паров, находящихся в обрабатываемом воздухе;
в режиме охлаждения и одновременного осушения воздуха с выпадением конденсата из воздуха без орошения поверхности воздухоохладителя;
в режиме охлаждения и осушения воздуха при орошении воздуха и поверхности воздухоохладителя водой, распыляемой форсунками.
В поверхностных воздухоохладителях для охлаждения и осушки воздуха могут циркулировать хладо-агенты (хладоны и пр.) или холодо-носители (холодная вода, рассолы).
Воздухоохладители, питаемые хладоагентами, являются испарителями холодильных установок и получили название воздухоохладите
лей непосредственного испарения. Они широко применяются в автономных кондиционерах. Воздухоохладители, питаемые холодной водой или рассолами, могут входить вместо оросительных камер в состав центральных кондиционеров, а также в местные неавтономные кондиционеры. В этих случаях циркуляция холодоносителя осуществляется по замкнутой сети трубопро
водов.
В настоящее время поверхностные воздухоохладители для кондиционеров типа КТ собираются из двух- и трехрядных базовых теплообменников (см. прил. 6). Такие воздухоохладители могут состоять из 4—9 рядов оребренных труб.
Процесс охлаждения и осушения воздуха при контакте его с твердой охлаждающей поверхностью на I — d-диаграмме изображается аналогично процессам, протекающим в оросительной камере, т. е. при соприкосновении воздуха с поверхностью капель воды.
Допустим, что начальное состояние воздуха перед воздухоохладителем характеризуется точкой Н (рис. 54), а после него точкой О, т. е. воздух должен быть охлажден от температуры /н до to.
Если начальная температура воды /wn>^p, то охлаждение воздуха не сопровождается конденсацией водяных паров, т. е. процесс будет протекать по dH=const. Тепло, отдаваемое воздухом в воздухоохладителе, воспринимается холодоносителем (во
126
дой), который нагревается, повышая свою температуру от tWa до /к. Направление процесса изобразится лучом Я/(Ср-
Если в поверхностном воздухоохладителе температура охлаждающей поверхности будет ниже температуры точки росы tp, например tK, то процесс охлаждения будет сопровождаться одновременным осушением воздуха, и луч процесса изобразится прямой НК. В этом случае влага из воздуха будет выпадать даже и тогда, когда конечная температура, до которой охлаждается воздух, будет выше температуры точки росы, например точка О]. Это объясняется тем, что около охлаждающей поверхности образуется температурное поле с температурой, близкой к температуре tK, и из прилегающего к этой поверхности слоя воздуха будет выпадать конденсат. Например, для точки Oi количество выпавшего конденсата составит da — dot. Если бы вместо твердой поверхности воздух соприкасался с капельками разбрызгиваемой воды (в оросительной камере), имеющей такую же среднюю температуру £ср, то процесс изобразился бы линией НК'ср. При этом при охлаждении воздуха до температуры to (точка О2) его влагосодержание увеличилось бы на do2 — dB, т. е. процесс охлаждения воздуха одновременно проходил бы с его увлажнением.
Расчет типовых поверхностных воздухоохладителей
В НИИсантехники был разработан метод расчета типовых поверхностных воздухоохладителей. Особенностью этого метода является то, что он аналогичен расчету калориферов, т. е. дает возможность рассчитывать поверхности воздухоохладителей при помощи коэффициентов полной теплопередачи &п=Фп/ЕпД^ср.л, ккал/(м2-ч-°С), для определения которых предлагается уравнение
kn — A(vi)nu>mT~v ,
где Т — температурный критерий, °C, вводимый для учета влияния начальных параметров воздуха и холодоносителя, который определяется по формуле
(129)
'Р == м
/и — начальная температура обрабатываемого воздуха, ®С; tn — температура мокрого термометра, °C; — начальная тем-
пература охлаждающей воды, °C; о — скорость воды в трубках воздухоохладителей, м/с; А, п, т, р — числовые коэффициенты.
Уравнения для определения -коэффициентов полной теплопередачи типовых поверхностных воздухоохладителей по данным Е. Е. Карписа приведены в табл. 9.
127
Таблица 9. Уравнения для определения коэффициентов полной теплопередачи кп ребристых воздухоохладителей
Режим работы воздухоохладителя Число рядов труб по воздуху
четыре восемь
ka = 8,36(1>у)0-44»0-18
kn = 8,4(оу)0'67со01’
kn = 12,8(t’Y)°'35co°!!57'-0-3S
ka = 8,82(иу)о’29«0г27’-0-6
Сухое охлаждение
Охлаждение и осушение воздуха без орошения поверхности воздухоохладителя
Охлаждение и осушение воздуха при орошении поверхности 'воздухоохладителя распыляемой циркулирующей водой
Примечание. 1,15 и Т от 0,3 до 0,6.
ka = 17,87(с’у)°>23ю0-377’-0'51 kn = 13,8(c'y)°''*1m“'277'"°38
Уравнения справедливы при изменении и от 0,385 до
Аэродинамическое сопротивление АН, кгс/м2, типовых стальных поверхностных воздухоохладителей с навивными гофрированными ребрами определяется по выражению
A/Z^OJlzm^)1-86, (130)
где z — число рядов труб, последовательно расположенных по ходу движения воздуха; m — коэффициент, принимаемый для процессов сухого охлаждения равным 1, для процессов охлаждения и осушения без орошения поверхности воздухоохладителя -— 1,5, с орошением поверхности — 2.
При расчете поверхностных воздухоохладителей, работающих с выпадением влаги, разность между температурой точки росы воздуха в его конечном состоянии и конечной температурой воды tp — tWK при противоточно-перекрестной схеме должна быть 0,7 — 1,5°С, а при перекрестной схеме — от 2 до 3°С.
Требуемая поверхность воздухоохладителя, м2, определяется по формуле
(131)
F = Фн йпД/ср. л где Qn — количество тепла, отводимого от воздуха, ккал/ч; kn — полный коэффициент теплопередачи, ккал/(м2-ч-°С), определяемый по табл. 9; 4/ер.л — средняя логарифмическая разность температур между воздухом и холодоносителем, °C, которая определяется по формуле
д 1 __AfM
Ufcp. л
(132)
128
Значения Л/б и Л/н — большей и меньшей разности температур воздуха и холодоноси-теля — зависят от взаимного направления движения воздуха и воды-холодоноснтеля:
при противоточной схеме
Л/б = /н — Iwk и А/м = tK — twui
Рис. 55. График зависимости коэффициента ф от параметров Р и Р
при перекрестной схеме значение Д/Ср.л, полученное по расчету для противоточной схемы, следует умножать на поправочный коэффициент ф, значение которого определяется по графику рис. 55 как функция вспомогательных параметров
Р = /н /к и R
t Wk ^Wh
(133)
Пример 23. Рассчитать и выбрать типовый поверхностный неорошаемый воздухоохладитель по следующим исходным данным: количество охлаждаемого воздуха G = 57 200 кг/ч; начальные параметры воздуха /н = 28,7°С, 1В = 13,4 ккал/кг, dH = 10,6 г/кг, <рн = 44%, ?м.н — 19,5°С; конечные параметры воздуха после охлаждения tK = 13°С, 1К — 8,35 ккал/кг, dK — 8,6 г/кг, фк = 90%- Холодоноситель — вода.
Определить теплоотдающую поверхность воздухоохладителя, начальную и конечную температуру воды и ее количество.
Решение. 1. Полное количество тепла, которое должно быть отведено от воздуха в воздухоохладителе, по формуле (119)
Qx = 57 200(13,4 — 8,35) = 288 860 ккал/ч.
2. Предварительно принимаем типовый воздухоохладитель для кондиционера КТ-60, состоящий из 12 трехрядных однометровых базовых теплообменников, компонуемых в три секции по четыре теплообменника в каждой (см. приложение 6). Секции устанавливаются последовательно по ходу движения воздуха. Живое сечение для прохода воздуха /ж.с = 2,88 м2.
В каждой секции воздухоохладителя КТ-60 теплообменники размещены в два ряда по вертикали. В каждом вертикальном ряду оба теплообменника соединяются между собою по ходу движения воды (холодоносителя) параллельно или последовательно. Секции также могут быть соединены между собою по ходу движения воды параллельно либо последовательно. Схемы соединения выбираются в зависимости от гидравлического сопротивления проходу воды. Ограничивается также скорость движения воды в трубках теплообменника, которая не должна превышать 1,5 м/с.
Как правило, в системах кондиционирования воздуха в связи с большими количествами воды, циркулирующей в теплообменниках, секции соединяются параллельно, по воде, а теплообменники в каждом вертикальном ряду — последовательно.
Принятая схема 4 а соединения теплообменников для одной секции изображена на рис. 42. Живое сечение для прохода воды в каждом теплообменнике /Тр = 0,00438 м2 (усредненное для одного хода).
3. Определяем массовую скорость воздуха в секции
(Щ) — ---= 5,5 кг/(м’-с).
3600-2,88 л ’
5 М2
129
4. Принимаем разность температур до и после воздухоохладителя равной 3°С. Расход воды определяем по формуле (81)
W = 2_88_860 = 96 300 ,
3 '
5. Скорость движения воды в трубках теплообменников определяем по формуле (82) в соответствии с принятой схемой соединений секций и теплообменников — три секции соединены параллельно, в каждой из них по две параллельные группы из двух последовательно включенных теплообменников:
96 300 -J .
3600-3-2 0,00438 1000
6. При схеме перекрестного движения воды и воздуха температуру воды на выходе из воздухоохладителя назначаем на 2,5°С ниже температуры точки росы воздуха /р, соответствующей его конечному состоянию, которую находим на I — d-диаграмме по заданным tK и dK: /Р = 11,6°С, тогда
Zwk = 11,6 — 2,5 = 9,1°С.
7. Определяем начальную температуру воды на входе в воздухоохладитель
iwu = twu — 3 = 9,1 — 3 = 6,1’С.
8. Определяем температурный критерий по формуле (129)
7 = _&Д^=0,406.
28,7 - 6,1
9. Вычисляем коэффициент полной теплопередачи по данным для восьмирядного теплообменника (табл. 9):
*п = 12,8(5,5)0-35-1,02°.25-0,406-°-38 = 32,5 ккал/(м2-ч-°С).
10. Находим среднелогарифмическую разность температур воздуха и воды по формуле (132) при ф — 1:
д/ = (28,7 - 9,1)-(13 - 6,1) = 12 2оС
19,6 2,3 1g 6>9
11. В связи с принятой схемой перекрестного движения воды и воздуха для определения поправочного коэффициента ф определяем вспомогательные параметры Р и R по формулам (133):
р = 287 — 13^ = о 695. р _9-1 ~ 6J. = о 191.
28,7 — 6,1 28,7— 13
По найденным значениям Р и R находим на графике (рис. 55) коэффициент ф = 0,94. Тогда действительное значение Д1Ср.л = 12,2-0,94= 11,5°С.
12. Находим требуемое значение теплоотдающей поверхности воздухоохладителя по формуле (131):
F = 288 860 _ 775 2
32,5-11,5
Ближайший больший из типовых воздухоохладителей имеет поверхность 874,3 м2, что создает запас в 11,3%. Следовательно, вместо ранее принятого девятирядного воздухоохладителя, состоящего из трех секций с трехрядными теплообменниками, принимаем восьмирядный воздухоохладитель, состоящий из двух секций с трехрядными и одной секции с двухрядными теплообменниками. В связи с незначительным изменением живого сечения для прохода воды в двухрядной секции по сравнению с трехрядной нет необходимости в корректировке расчета.
130
13. Определяем аэродинамическое сопротивление воздухоохладителя по формуле (130)
ДЯ = 0,11-8-1,5-5,51-86 = 31,4 кгс/м2.
14. Гидравлическое сопротивление проходу воды через два теплообменника, соединенных между собою последовательно, определяем по формуле (83)
о л0'8 IRIK1'85
Нw 26,85 2 4 ---• 1 О'- = 10 802 кгс/м2,
где 16,05 — расход воды через два трехрядных теплообменника.
Поверхностный воздухоохладитель, работающий с орошением поверхности циркулирующей водой, рассчитывается аналогичным методом с выбором соответствующих значений ka и т по табл. 9 и формуле (130).
§ 29. Очистка воздуха от пыли
Необходимость в очистке от пыли и механических примесей наружного и рециркуляционного воздуха, подаваемого в помещение системами приточной вентиляции, определяется состоянием воздуха в месте воздухозабора и требованиями к чистоте воздуха в помещении. Однако при устройстве СКВ очистка воздуха от пыли предусматривается обязательно, т. е. независимо от концентрации пыли в наружном и рециркуляционном воздухе. Подаваемый в помещение обработанный в СКВ воздух может содержать пыли не более 0,25 мг/м3.
Для очистки воздуха от пыли в СКВ применяются следующие типы фильтров: масляные сетчатые (самоочищающиеся), волокнистые рулонные типа ФРУ с фильтрующим материалом ФСВУ или типа ФРП с неткаными материалами ФВН, электрофильтры типа ЭФ и другие.
В центральных СКВ применяются масляные самоочищающиеся фильтры и фильтры с объемным нетканым материалом (см. рис. 8 и 9), а в местных кондиционерах — масляные сетчатые или из стекловолокна. При проектировании необходимо учитывать пылеемкость фильтров, т. е. количество пыли, которое может быть уловлено за время между его регенерациями (очистками) .
Г ример 24. Определить время регенерации ячейки масляного сетчатого фильтра площадью 0,22 м2 местного кондиционера производительностью 1500 м3/ч, если начальное запыление наружного воздуха, поступающего в фильтр, составляет 0,4 мг/м3, эффективность фильтра 80%, работа двухсменная (14 часов), пылеемкость фильтра 2000 г/м2 (по каталожным данным).
Решение. Общая пылеемкость ячейки фильтра в заданных условиях составит
бф = 0,22-2000 = 440 г = 440 000 мг.
5*
131
Время насыщения фильтра пылью
, 440000 О1с.
г* =--------------= 915 ч
ф 1500-0,4-0,8
или
915 о г
——— = 2,6 месяца. 14-25
При проектировании СКВ фильтры обычно не рассчитываются, так как они принимаются заводами-изготовителями, исходя из допускаемой воздушной нагрузки для данного фильтра.
Для масляных фильтров обычно принимаются следующие сорта масел: висциновое, веретенное 2 и 3, приборное.
В центральных кондиционерах, работающих по прямоточной схеме и схеме с первой рециркуляцией, фильтры устанавливаются при входе воздуха в кондиционер. При схемах с использованием второй рециркуляции фильтры устанавливаются после смешения с воздухом второй рециркуляции. Аэродинамическое сопротивление фильтров указано в каталогах заводов-изготовителей.
В СКВ, обслуживающих помещения с особо высокими требованиями к чистоте воздуха (операционные, производственные помещения точной оптики, радиоэлектроники и т. п.), применяются фильтры для тонкой и сверхтонкой очистки воздуха от твердых (сухих) высокодисперсных аэрозольных частиц. В качестве фильтрующего материала в них используется ткань Петрякова (ФП). Эти фильтры характеризуются высокой эффективностью очистки, достигающей 99,99%. Перед фильтрами с тканью ФП следует устанавливать фильтры предварительной грубой очистки воздуха для снижения концентрации аэрозолей до 0,25 мг/м3.
§ 30. Двухступенчатое (прямое и косвенное) испарительное охлаждение воздуха
Двухступенчатое испарительное охлаждение позволяет снизить температуру воздуха, получаемого после обработки, и соответственно уменьшить требуемый воздухообмен и относительную влажность в кондиционируемых помещениях по сравнению с одноступенчатым прямым испарительным охлаждением.
Под двухступенчатым охлаждением понимается последовательная обработка приточного воздуха путем косвенного (в поверхностном воздухоохладителе) и прямого (в оросительной камере) испарительного охлаждения. Следовательно, охлаждаемый воздух проходит две ступени обработки, что позволяет получить конечную температуру обрабатываемого воздуха на несколько градусов ниже температуры по мокрому термометру наружного воздуха.
132
Рис. 56. Принципиальная схема обработки воздуха в кондиционере двухступенчатого охлаждения:
а — вспомогательный кондиционер; б — основной кондиционер; 1 — поверхностный воздухоохладитель первой ступени; 2 — фильтр, 3 — приемный клапан; 4 — камера обслуживания; 5 — оросительная камера; 6 — вентилятор; 7 — циркуляционный насос
Для охлаждения воды, поступающей в поверхностный воздухоохладитель, применяются градирни, брызгальные бассейны или оросительные камеры вспомогательных кондиционеров.
Двухступенчатое испарительное охлаждение воздуха наиболее приемлемо для районов с жарким и сухим климатом.
Принципиальная схема двухступенчатой обработки воздуха приведена на рис. 56. Наружный воздух в теплый период поступает в основной кондиционер, а через приемный клапан 3 и фильтр 2 — в поверхностный воздухоохладитель 1, т. е. в первую ступень охлаждения. Здесь воздух охлаждается при постоянном влагосодержаний. Затем воздух поступает в оросительную камеру 5 основного кондиционера (вторая ступень обработки), где происходит прямое испарительное охлаждение при полной рециркуляции воды, т. е. процесс охлаждения протекает по /=const со снижением температуры воздуха и увеличением влагосодержания. Далее охлажденный и увлажненный воздух вентилятором 6 подается в обслуживаемое помещение.
Через поверхностный воздухоохладитель циркулирует вода, поступающая из оросительной камеры 5 вспомогательного кондиционера, выполняющего функции градирни. Циркуляция воды в поверхностном воздухоохладителе обеспечивается насосом 7 по противоточно-перекрестной схеме и подается вновь к форсункам в оросительную камеру вспомогательного кондиционера.
133
Рис. 57. Построение обработки воздуха на I — d-диаграмме для прямого и косвенного двухступенчатого испарительного охлаждения
Для предохранения циркулирующей воды от загрязнения наружный воздух во вспомогательном кондиционере предварительно очищается в фильтре 2.
Обработанный во вспомогательном кондиционере воздух после оросительной камеры 5 имеет более низкую температуру, чем наружный воздух, и его целесообразно при помощи вентилятора 6 использовать для вентиляции вспомогательных помещений кондиционируемого объекта.
Рассмотрим процессы обработки воздуха на I — d-диаграм-ме (рис. 57) для прямого и косвенного двухступенчатого испарительного охлаждения воздуха, введя следующие обозначения: /п — начальная температура наружного воздуха по сухому термометру; /м.н — то же, по мокрому термометру; <рн — начальная относительная влажность; /щ — температура воздуха после поверхностного воздухоохладителя косвенного испарительного охлаждения по сухому термометру; tn—температура приточного воздуха при прямом испарительном охлаждении; t-n,— то же, при двухступенчатом испарительном охлаждении.
Методика построения процесса заключается в следующем. По заданным параметрам наружного воздуха (точка Н) находим соответствующую температуру мокрого термометра /м.н. Температуру воды на выходе из оросительной камеры вспомогательного кондиционера tWK находят по формуле
tv/к = tu. и + Ат, (134)
134
где Ат— глубина зоны охлаждения, которую обычно принимают 2—4°С.
Температуру воздуха на выходе из поверхностного воздухоохладителя /н определяют по формуле
= twK + Д4озд, (135)
где А/Возд — разность между температурами воздуха на выходе из воздухоохладителя и воды на входе в воздухоохладитель, которую следует принимать в пределах 2—4°С.
Начальную температуру воды, поступающей для охлаждения в оросительную камеру вспомогательного кондиционера, определяют по формуле
= twK + (136)
где \tw — перепад температур воды в поверхностном воздухоохладителе, который принимают равным 2—3°С.
Для расчета вспомогательного кондиционера (градирни) пользуются уравнением О, Я. Кокорина
св = ---= 0,064р.г tw„ tM. и. (137)
1м. н
Из правой части уравнения (137) следует, что коэффициент орошения в камере вспомогательного кондиционера
Г 0,064(^н — tM н) ~12’44 0.530 ,0.975 /1ОО\
Рт — ----7--~ Г^'Н 1м. и .
L ZITh гЦ7к J
Конечная энтальпия воздуха на выходе из оросительной камеры вспомогательного кондиционера Гк определяется по формуле
^к = /н + Рт(^1Гн-twv)- (139)
Конечную температуру воздуха по мокрому термометру tM.K на выходе из оросительной камеры вспомогательного кондиционера находят на / — ^-диаграмме по вычисленному значению /к . Затем определяют коэффициент эффективности теплообмена в оросительной камере вспомогательного кондиционера (по воздуху) Ев , пользуясь формулой, предложенной О. Я. Кокориным:
£„ = 1 — 7К~*М'-К = 0,98р°’18. (140)
По найденному значению Етв находят конечную температуру воздуха по сухому термометру /к на выходе из оросительной камеры вспомогательного кондиционера по формуле
/к = /м.к+(1— EbKIb-^.b). (141)
135
По найденным значениям tK и /м.к и известным значениям tB и (м.п наносят на / — d-диаграмму линию процесса изменения состояния воздуха в оросительной камере вспомогательного кондиционера.
Пример 25. В помещении выделяется QH — 20 000 ккал/ч явного тепла и W = 10 кг/ч влаги. Расчетные параметры наружного воздуха (точка И): te = 32°С; /н = 13,2 ккал/кг; Дн = 9,1 г/кг; <рн = 30%. Температура воздуха в помещении должна быть t„ = 25°С.
Определить необходимую производительность основного и вспомогательного кондиционеров GK и Gr и относительную влажность воздуха в помещении ф„.
Решение. 1. Проводим на I — d-диаграмме из точки И по I = const прямую НМ до пересечения с <р = 100% и находим значение /мв = 19,3°С (точка М на рис. 57).
2. Принимаем Дт = 2°С. Тогда по формуле (134) получим
/игк = 19,3 + 2 = 21,3°С.
3 Принимаем Д1в0зд = 2°С и по формуле (135) находим значение — = 21,3+2 = 23,3°С (из точки Н по d = const до точки Hi).
4. Из точки Hi проводим на I — d-диаграмме линию Н^ по / = const. Параметры воздуха после камеры орошения определяются точкой Пи лежащей на пересечении прямой Н^П^ с кривой <р = 90%: /П1 = 17,8°С, /п, = = 11,2 ккал/кг, dni= 11,5 г/кг.
5. Принимаем нагрев воздуха в вентиляторе равным ГС. Тогда температура приточного воздуха определится точкой П2:
7П,= 17,8+ 1 = 18,8°С.
6. Определяем требуемое количество приточного воздуха, подаваемое в помещение:
Qu
0,2(/в — Тп>)
20 000 0,24(25— 18,8)
= 13 420 кг/ч.
7. Определяем полное количество тепла, выделяющееся в помещение:
Qn = Qh + <2с = 20 000 + 10(597,3 + 0,44-25) = 26 080 ккал/ч.
8. Находим значение углового коэффициента
е = Qn/W = 26 080/10 = 2608 ккал/кг.
9. Проводим на I — d-диаграмме по направлению е = 2608 ккал/кг линию П2В до пересечения с изотермой 1в = 25°С в точке В и находим значения ф = 60% и ds = 12,3 г/кг.
10. Начальную температуру воды, поступающей на охлаждение после поверхностного воздухоохладителя в оросительную камеру вспомогательного кондиционера, определяем, принимая &tw = 2°С. Тогда по формуле (136) получим
twB = 21,3 + 2 = 23,3°С.
II. Расход воды, охлаждаемой в оросительной камере, вспомогательного кондиционера определяем с учетом 10% на подогрев воды в насосе, трубо
136
проводах и через стенки камеры;
1ГГ = - = i-1-20090 = н т/Ч.
г 1000Д7и- 1000-2
VV
12. Вычисляем значение коэффициента орошения цг по формуле (138)
Г 0,064(23,3—19,3) V’44 0.536 0,975
Нг — -----2зз___21 3---- -23,3 -19,3 —0,00.
13. По найденному значению цг определяем требуемый расход воздуха через оросительную камеру вспомогательного кондиционера Gr по формуле (86)
Gc = Wr/цг = 11 000/0,66 = 15 200 кг/ч.
14. Энтальпию воздуха на выходе из оросительной камеры вспомогательного кондиционера находим по формуле (139)
/;= 13,2 + 0,66(23,3 — 21,3) = 14,52 ккал/кг.
На I — d-диаграмме находим соответствующее значение температуры мокрого термометра 7ы.к = 20,7°С в точке С.
15. Значение коэффициента эффективности теплообмена (по воздуху) в оросительной камере вспомогательного кондиционера вычисляем по формуле (140)
£'в= 0,98- 0,66°-18 = 0,91.
16. Температуру воздуха по сухому термометру /к (точка К) за оросительной камерой вспомогательного кондиционера определяем по формуле (141)
tK = 20,7 + (1 — 0,91) (32 — 19,3) = 21,8°С.
17. По найденным значениям /к и /м.к строим на I — d-диаграмме процесс охлаждения воды в оросительной камере — прямая НК. вспомогательного кондиционера.
18. Воздухоохладитель и оросительная камера основного кондиционера рассчитываются по изложенным выше методам расчета поверхностных воздухоохладителей и оросительных камер.
19. Требуемая производительность вентиляторов обоих кондиционеров определяется с учетом потерь воздуха в размере 10—15% в зависимости от материала и протяженности воздуховодов.
На диаграмме (рис. 57) для сравнения нанесен процесс обработки воздуха в кондиционере прямого испарительного охлаждения. Как видно из сопоставления результатов, при прочих равных условиях прямое испарительное охлаждение уступает по своей эффективности двухступенчатому, так как параметры воздуха после оросительной камеры (точка 77) при прямом испарительном охлаждении получатся равными 7П=2О,4°С и dn =13,8 г/кг вместо соответствующих значений 7П| = 17,8°С и dni =11,5 г/кг при двухступенчатом испарительном охлаждении.
Параметры воздуха помещения в точке В' с учетом подогрева приточного воздуха в вентиляторе (точка П') для условий рассмотренного выше примера tK — 27,6°С, dj/ = 14,6 г/кг и срв' = 62%, т. е. выходят за пределы оптимальных параметров, требуемых для кондиционируемых помещений путем прямого испарительного охлаждения.
Параметры воздуха в помещении, полученные при двухступенчатом охлаждении, удовлетворяют заданным по температуре = 25°С, однако
137
с учетом <рв = 60%' также оказываются за пределами оптимальных вследствие повышенного значения относительной влажности воздуха в помещении. Двухступенчатое испарительное охлаждение воздуха наиболее приемлемо для районов с жарким и сухим климатом.
§ 31. Обработка воздуха сорбентами
Сорбентами называются вещества, поглощающие из воздуха и удерживающие в себе значительные количества газов и паров. Сорбенты могут быть в жидком и твердом виде. Физико-химический процесс поглощения растворенных веществ или газов жидкостями или твердыми телами, протекающий во всем объеме поглотителя, называется абсорбцией. Абсорбентами являются растворы хлористого лития, хлористого кальция, бромистого лития и др. Адсорбцией называется процесс поглощения растворенных веществ или газов поверхностью жидкости или твердого тела. Адсорбентами являются силикагель, бокситы, активированный древесный уголь и активированный алюминий.
Свойство сорбентов поглощать и удерживать в себе водяной пар используется для осушения воздуха. Для этой цели применяются водные растворы солей кальция, лития и др.
Так как в процессе осушки воздуха концентрация раствора уменьшается за счет поглощения влаги из воздуха, то ее требуется восстанавливать. Это может производиться либо путем добавления к раствору соли, либо путем выпаривания влаги из раствора, после чего раствор должен быть охлажден.
В технике кондиционирования воздуха жидкие абсорбенты еще не нашли широкого применения. Это объясняется рядом обстоятельств, в частности тем, что их водные растворы воздействуют на металлы, вызывая коррозию. Однако использование жидких абсорбентов по сравнению с использованием воды следует считать более желательным, так как оно позволяет расширить пределы изменения параметров обрабатываемого воздуха.
Осушение воздуха с применением жидких абсорбентов производится в промывных форсуночных камерах, в камерах с орошаемой насадкой и др.
Кроме жидких абсорбентов для осушения воздуха используются твердые адсорбенты. Это вещества, характеризующиеся капиллярной структурой и способные адсорбировать влагу из воздуха.
Способность адсорбента извлекать водяной пар из воздуха объясняется тем, что давление водяного пара в адсорбенте ниже, чем парциальное давление в окружающем воздухе.
Если адсорбент нагреть до температуры, при которой давление поглощенного адсорбентом водного пара будет выше парциального давления в окружающем воздухе, то адсорбент начнет отдавать влагу, т. е. начнется обратный процесс. После охлаждения адсорбента до температуры окружающего воздуха давление
138
пара в адсорбенте станет ниже парциального давления пара в воздухе, и он снова будет поглощать влагу.
Удаление влаги из адсорбента при подводе к нему тепла называется регенерацией адсорбента. Регенерация производится путем продувки адсорбента горячим воздухом с температурой около 200°С.
В практике осушения воздуха широко используется твердый адсорбент силикагель (SiO2), который представляет собой зернистое стекловидное вещество. Для осушения воздуха целесообразно применять силикагель с зернами диаметром 1—3 мм. Объем капилляров силикагеля составляет до 50% объема самого вещества. Поверхность капилляров ] кг силикагеля достигает 400 000 м2, плотность — около 650 кг/м3.
С повышением температуры воздуха способность поглощения влаги силикагелем уменьшается. Поэтому применять силикагель для осушения воздуха при температуре выше 35°С нецелесообразно. Кроме силикагеля в практике осушки воздуха применяются алюмогель (А12О3), бокситы и пр.
Применение твердых влагопоглотителей позволяет получить почти абсолютно сухой воздух. Особенно рекомендуется их применять в тех случаях, когда воздух требуется осушить и одновременно нагреть.
§ 32. Очистка воздуха от запахов (дезодорация), дезинфекция и ионизация воздуха
Источниками запахов в помещениях являются: люди, технологическое оборудование, сырье и готовая продукция, растворители и краски, смазочные и горючие материалы, декоративная отделка помещений и мебели, разлагающаяся пыль на поверхностях теплообменников и пр. Оценивать интенсивность запахов при помощи инструментальных замеров пока еще нет возможности. Острота восприятия запаха уменьшается с увеличением относительной влажности воздуха.
Носителями специфических запахов пота, табачного дыма, спиртов, ароматических веществ и прочего являются газы и пары, а также частицы пыли диаметром 0,01 мкм и ниже. Обычными фильтрами для очистки воздуха такие частицы пыли, а также газы и пары не улавливаются. С запахами надо бороться в источнике их образования и поступления в помещение.
Для очистки воздуха от запахов, газов и парообразных загрязнений применяются поглотители из активированного древесного угля. Поглощение запахов активированным углем зависит от вида поглощаемых газов и паров, температуры, влажности и скорости воздуха. Эффективность слоя угля толщиной 25 мм достигает 0,98, а сопротивление проходу воздуха 7.5—9 кг/м2. Активированный уголь хорошо поглощает испарения от человеческого тела и смазочных материалов, а также хлорпикрин, хлор,
139
анестезирующие вещества, метиловый спирт, фенол, пары бензина, радиоактивные частицы, автомобильные газы и пр. Фильтры из активированного угля рекомендуется подбирать из расчета 1 кг угля на 20 м3/ч расхода воздуха.
В оросительных камерах кондиционеров удаляются только запахи веществ, растворимых в воде.
Для очистки воздуха от углекислого газа и сероводорода воздух обрабатывается водяными растворами этаноламинов. Воздух от окиси углерода (угарного газа) очищается в гопкалитовых фильтрах, состоящих из 60% MgO2 и 40% СиО.
Для обезвреживания воздуха при устройстве систем кондиционирования в производственных помещениях пищевой и фармацевтической промышленности, а также в больницах пользуются наполнительными масляными фильтрами. В этих фильтрах к маслу добавляются различные вещества, обладающие бактерицидными свойствами, например метиленгрюн, практически дающий вполне удовлетворительный эффект.
Одним из средств уничтожения запахов и бактерий может быть озонирование воздуха, т. е. подмешивание 1,5—2 г озона на 300 м3/ч воздуха. Но так как концентрации озона, необходимые для уничтожения запахов и бактерий, значительно превышают санитарно-гигиенические допустимые пределы, то озонирование в установках кондиционирования не может быть широко применено и используется главным образом в помещениях для хранения продуктов, в частности, в пищевой промышленности.
Физиологическая полноценность воздуха в помещениях по мнению гигиенистов оценивается не только оптимальными параметрами воздуха и чистотой его состава, но и ионным составом воздуха.
Легкие атмосферные ионы состоят из группы молекул. Тяжелые ионы образуются при соединении легкого иона с пылинками и водяными каплями. Установлено, что пыль, несущая на себе электрические заряды, задерживается в дыхательных путях человека в гораздо большем количестве, чем нейтральная, а сопутствующие ей гидроионы задерживаются на 80—90%. Обычно число отрицательных легких ионов в атмосфере составляет около 1000 в 1 см3, в особо благоприятных условиях оно доходит до 3000, а вблизи водопадов — до 10 000 и больше.
Некоторые гигиенисты указывали, что в системах кондиционирования воздуха при обработке его в фильтрах, калориферах, а также при перемещении воздуха по металлическим воздуховодам теряется много отрицательных ионов. Поэтому они приходили к выводу о необходимости массового внедрения ионизации в СКВ общественных и промышленных зданий. Однако исследованиями установлено, что в поверхностных воздухоохладителях концентрация легких отрицательных ионов практически не снижается, при проходе воздуха через фильтры и воздуховоды уменьшается на 50%, а после форсуночных камер резко возрастает.
140
Концентрация легких ионов в воздухе помещений при отсутствии в них людей приближается к концентрации их в наружном воздухе, но при заполнении их людьми ионный состав воздуха изменяется. Число легких ионов сокращается, а тяжелых — возрастает. При рециркуляции воздуха в летнее время число отрицательных ионов уменьшается, а в зимнее время — не изменяется. При воздухообмене в помещении в объеме 70—80 м3/ч на одного человека число легких ионов в воздухе помещения практически остается равным числу их в наружном воздухе.
Так как отрицательные и положительные ионы действуют на живой организм различно, то введено понятие коэффициента униполярности, который представляет собой отношение положительных ионов к отрицательным.
В атмосферном воздухе, по данным проф. Б. Б. Койранского, униполярность составляет 1,2. Искусственное насыщение воздуха аэроионами получило название аэроионизации.
Искусственное получение отрицательных ионов кислорода может быть достигнуто несколькими способами. Профессор А. Л. Чижевский предложил электронный способ получения аэроионов кислорода при помощи электронного аэроионизатора внутри обитаемых и рабочих помещений, а также при помощи локальных и централизованных электронных приборов, включаемых в СКВ.
Профессор Д. И. Панченко в созданном под его руководством биотроне получил полный комплекс искусственных климатических условий, включая и необходимый ионный состав воздуха в кондиционере. Искусственная ионизация воздуха получена распылением воды (баллоэлектрический эффект). Этими исследованиями установлено, что на процесс ионообразования в оросительной камере кондиционера влияют конструкции и материал ограждений камеры, температура распыляемой воды, давление воды перед форсунками, скорость движения воздуха в камере и пр. Так, например, при устройстве ограждения камеры из гранита концентрация легких аэроионов увеличилась в два раза по сравнению с металлическими ограждениями камеры и составляла 1200 в 1 см3 воздуха. Увеличение давления воды перед форсунками также увеличивало концентрацию легких ионов, и при р—3 кгс/см2 концентрация составляла 1800 в 1 см3 воздуха. Увеличение же температуры воды, распыляемой в камере, резко увеличивало число тяжелых ионов. Изменения скорости воздуха, проходящего через оросительную камеру в пределах обычных скоростей, практически не влияло на процесс ионообразования. Добавление в камеру небольших доз кислорода приводило к значительному возрастанию концентрации легких отрицательных ионов.
Воздух, обогащенный легкими отрицательными ионами, благотворно действует на самочувствие человека, рост скота, птицы, растений и оказывает лечебное воздействие при заболеваниях бронхиальной астмой, хроническим бронхитом, стенокардией,
141
гриппом, при переломе костей, ранениях и пр. В настоящее время имеются определенные возможности по использованию аэроионизации для получения физиологической полноценности воздуха в кондиционируемых помещениях. Однако еще требуются большие научно-исследовательские и практические работы по выяснению значения аэроионизации, ее роли в гигиене труда и общей физиологии человека. Поэтому специалистами здравоохранения не подтверждена необходимость применения искусственной ионизации воздуха для практически здоровых людей, и в настоящее время применять искусственную аэроионизацию воздуха в СКВ не рекомендуется.
Глава VIII
СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 33. Общие сведения о центральных системах кондиционирования воздуха
Центральные СКВ получили в СССР наибольшее распространение. Эти системы предназначены для обслуживания нескольких помещений или одного большого. Помещения больших размеров (ткацкие и прядильные цехи, киноконцертные залы, закрытые катки и пр.) часто обслуживаются несколькими центральными СКВ. Оборудуются центральные СКВ, как правило, неавтономными кондиционерами секционного или блочно-секционного исполнения.
Обработанный в кондиционерах воздух подводится в обслуживаемые помещения металлическими либо асбоцементными воздуховодами преимущественно круглого сечения. Для транспортирования значительных количеств воздуха устраиваются подземные железобетонные или кирпичные каналы больших поперечных сечений. При этом внутри каналов прокладываются изолированные металлические или другие тонкостенные воздуховоды для устранения неблагоприятного влияния тепловой инерционности массивных каналов на регулирование температуры воздуха, подаваемого в обслуживаемые помещения.
Широкое распространение центральных СКВ обусловлено рядом существенных преимуществ, свойственных этим системам, по сравнению с местными СКВ. Основные из этих преимуществ заключаются в следующем:
улучшаются условия эксплуатации СКВ в связи с сосредоточением оборудования, требующего систематического обслуживания и ремонта, в одном месте либо в ограниченном числе мест;
возможна надлежащая защита от передачи механического и аэродинамического шума и вибраций в обслуживаемые помещения;
142
обеспечивается возможность эффективного поддержания заданных параметров воздуха в помещениях.
Определенные затруднения встречаются при устройстве СКВ в существующих зданиях. В отдельных случаях, в связи с необходимостью прокладки разветвленных воздуховодов сравнительно больших размеров, устройство центральных СКВ невозможно и вместо них применяют местные СКВ.
Центральные СКВ имеют весьма широкую область применения — промышленные здания всех видов и общественные здания с помещениями больших объемов. Центральные СКВ, предназначенные для круглогодичного и круглосуточного поддержания заданных параметров воздуха в помещениях, не имеющих системы отопления, следует проектировать не менее чем с двумя кондиционерами.
Кондиционеры должны иметь такую производительность, чтобы при выходе из строя одного из них производительность остальных была не менее 50% расчетной по воздуху, а по теплу — достаточной для поддержания в помещениях заданных расчетных температур в холодный период года.
Центральные СКВ имеют много различных модификаций.
Выбор системы зависит от назначения помещений, конструктивных особенностей здания, его ориентации по странам света, размеров помещений и эксплуатационных требований.
§ 34. Центральные однозональные прямоточные системы кондиционирования воздуха
Центральные однозональные СКВ рекомендуется применять для обслуживания одного помещения, максимальная площадь которого Рмакс (площадь одной зоны) определяется требованиями к точности поддержания температуры, а именно: при А/ = - ±0,5°С Рмакс =600 М2, при А/ = ±1°С Рмакс = Ю00 М2 И При Д/ = ±2°С Рмакс = 2000 м2. Такие системы можно также применять для обслуживания группы отдельных помещений с общим регулированием при условии, что в этих помещениях допускаются различные отклонения от заданных параметров воздуха.
На рис. 58 приведена принципиальная схема центральной однозональной прямоточной СКВ, работающей полностью на наружном воздухе, воздуховоды которой изображены сплошными линиями. Штриховой линией показан воздуховод первой рециркуляции, штрихпунктирной — воздуховод второй рециркуляции, которые будут рассмотрены ниже.
Прямоточные системы применяются только в тех случаях, когда рециркуляция воздуха недопустима по санитарно-гигиеническим соображениям.
В теплый период года наружный воздух за счет разрежения, создаваемого приточным вентилятором 8, поступает в кондиционер через приемный клапан К1, очищается в фильтре 3, охлаж-
143
Рис. 58. Принципиальная схема центральной однозональной прямоточной СКВ, работающей полностью на наружном воздухе (сплошные линии) с одной рециркуляцией (штриховые линии) и двумя рециркуляциями (штрихпунктирная линия):
I — воздухозаборное устройство; 2 — смесительная камера; 3 — фильтр; 4 — камера обслу-живания; 5 — секции калориферов первого подогрева; 6 — оросительная камера; 7 — направляющий аппарат; 8 — приточный вентилятор; 9 — секции калориферов второго подогрева; 10— шумоглушители; 11 — насос; 12—вытяжной вентилятор; 13— воздуховод; К — клапан; Т — терморегулятор; В — влагорегулятор
дается в оросительной камере 6, подогревается в секциях калориферов второго подогрева 9 (в случае необходимости) и нагнетается в обслуживаемое помещение. Вместо оросительной камеры кондиционер может быть оборудован поверхностным орошаемым воздухоохладителем, который в настоящее время изготовляется только для кондиционеров КД-10 и КД-20. Тепловая нагрузка секций второго подогрева практически не зависит от температуры наружного воздуха, поэтому для них приготавливают теплоноситель с постоянными параметрами, что улучшает условия регулирования. В кондиционерах особенно большой производительности в результате процессов смешения, нагрева и охлаждения происходит значительное расслоение воздуха по температуре и
144
Теплый период
Рис. 59. Построение процессов обработки воздуха на I — d-диаграмме при од-нозональной прямоточной схеме СКВ (сплошные линии) и с первой рециркуляцией (штриховые линии)
влагосодержанию. Наиболее равномерные параметры имеет воздух после перемешивания в вентиляторе. Поэтому кондиционеры, в которых влажность регулируется по методу точки росы (т. е. путем поддержания заданной температуры воздуха за оросительной камерой), следует собирать таким образом, чтобы секции калориферов второго или местного подогрева 9 устанавливались на стороне нагнетания.
К форсункам оросительной камеры 6 насосом 11 подводится холодная вода от внешнего источника. Ее температура регулируется клапаном К4, который управляется терморегулятором Т2. Между рабочими секциями кондиционера устанавливаются камеры обслуживания 4 и камеры воздушные (смесительные) 2. Последние устанавливаются только при устройстве рециркуляции воздуха. Воздух из обслуживаемого помещения удаляется вытяжной системой с вентилятором 12.
Необходимость установки на воздуховодах глушителей аэродинамическою шума 10 и их размеры определяются расчетом (см. главу XI).
В холодный период года наружный воздух подогревается в секциях калориферов первого подогрева 5, увлажняется в оросительной камере 6, работающей в этот период на рециркуляционной воде, и догревается в секциях второго подогрева 9.
На рис. 59 сплошными линиями показаны процессы обработки воздуха на 1—d-диаграмме в теплый и холодный периоды
145
года при однозональной прямоточной схеме СКВ. Процессы, показанные на диаграмме штриховыми линиями, будут рассмотрены ниже.
В теплый период года наружный воздух с параметрами точки Н охлаждается и осушается до параметров точки О, затем подогревается в вентиляторе до параметров точки Д и, если необходимо, в секции второго подогрева — до параметров точки П2. Процесс ассимиляции тепла и влаги в помещении изображен политропой П2В.
В холодный период года наружный воздух с параметрами точки Я нагревается в секциях первого подогрева до параметров точки П1, увлажняется в оросительной камере до параметров точки О, подогревается в вентиляторе и секциях второго подогрева до параметров точки П2 и, ассимилируя в помещении тепло и влагу, приобретает параметры, характеризуемые точкой В.
Вместо оросительных камер при установке кондиционеров типа КД-10 или КД-20 могут быть применены поверхностные орошаемые воздухоохладители, что позволяет существенно упростить схему холодоснабжения благодаря закрытой схеме циркуляции холодоносителя. Для кондиционеров типа КТ изготовляются только поверхностные неорошаемые воздухоохладители. В отдельных случаях при экономически обоснованной целесообразности устройства закрытой схемы холодоснабжения может быть предусмотрена установка поверхностных неорошаемых воздухоохладителей и оросительных камер, работающих по изоэнтальпи-ческому режиму. При установке поверхностных воздухоохладителей часть из них (отдельные секции) в холодный период года используют в качестве калориферов первого подогрева.
Параметры воздуха в обслуживаемом СКВ помещении регулируются следующим образом. Температура воздуха поддерживается терморегулятором Т1 (рис. 58), устанавливаемым в помещении и управляющим клапаном Кб, который регулирует количество теплоносителя, подаваемого в калорифер второго подогрева. Влажность воздуха в помещении регулируется по методу точки росы. При этом методе поддерживается постоянным влагосодержание приточного воздуха путем поддержания на заданном уровне температуры воздуха после вентилятора при практически постоянной относительной влажности воздуха после оросительной камеры. Терморегулятор Т2, установленный в воздуховоде после вентилятора, в теплый период года регулирует температуру воздуха при помощи клапана К4. Последний регулирует температуру воды, подаваемой к форсункам оросительной камеры (путем смешения холодной воды с рециркулируемой), либо количество холодной воды, циркулирующей через поверхностный воздухоохладитель.
В холодный период года терморегулятор Т2 при помощи клапанов К2 и КЗ регулирует подачу теплоносителя в калорифере первого подогрева. При значительных колебаниях влаговыделе-
146
ний вместо терморегулятора Т2 в помещении устанавливается влагорегулятор В/, который управляет теми же клапанами, что и терморегулятор Т2.
При расчетных температурах наружного воздуха ниже —5°С (параметр Б) следует предусматривать автоматическую защиту калориферов первого подогрева от замерзания. Для этой цели в приточном воздухе после вентилятора перед калориферами второго подогрева устанавливается терморегулятор Т2, который настраивается на аварийную температуру на 8—10°С ниже нормальной, но не ниже +2ОС. При снижении температуры приточ него воздуха до аварийной терморегулятор Т2 выключает рабо-тающий вентилятор, открывает клапаны К2 и КЗ и подает аварийный сигнал. При неработающем кондиционере в связи с недостаточной плотностью приемных воздушных клапанов, отсекающих кондиционер от наружного воздуха при выключении вентилятора, также возникает опасность замерзания калориферов первого подогрева. Для защиты рекомендуется автоматиче-ское включение подачи теплоносителя клапаном К2 на 40—60 с через каждые 2—4 мин; при этом автоматическая защита включается специальным терморегулятором только при температур? воздуха перед калорифером 4-2°С и ниже.
§ 35. Центральные однозональные системы кондиционирования е оздуха с рециркуляцией
Центральные однозональные СКВ, работающие с рециркуля^ цией, так же как и прямоточные, применяются для обслуживания одного помещения, площадь которого ограничивается в зависимости от требований к точности поддержания температуры. Эти си стемы можно также применять для группы помещений при условии, что в этих помещениях допускаются различные отклонения от заданных параметров воздуха, вызываемые общей системой регулирования температуры подаваемого воздуха (управляющий терморегулятор устанавливается в одном из обслуживаемых помещений) .
Обязательным условием, определяющим возможность приме нения этих систем, является допустимость рециркуляции воздуха по санитарно-гигиеническим нормам.
СКВ, работающие с рециркуляцией, как правило, проектируются с переменными объемами наружного и рециркуляционного воздуха с целью сокращения расходов тепла в холодный и холода — в теплый периоды года. Минимальное количество наружного воздуха определяется расчетом в соответствии с нормами, при веденными в приложении 24 и в СНиП.
На рис. 58 штриховой линией нанесен воздуховод, трансформирующий прямоточную схему в схему СКВ с первой рециркуляцией воздуха.
147
Вытяжка воздуха из обслуживаемого помещения осуществляется специальным вытяжным вентилятором 12, имеющим производительность меньшую, чем производительность приточного вентилятора кондиционера 8, что позволяет поддерживать в кондиционируемом помещении избыточное давление. Часть воздуха, извлекаемая вентилятором 12, подается в кондиционер на рециркуляцию, остальная часть выбрасывается в атмосферу. Воздух на рециркуляцию можно забирать вентилятором кондиционера. Однако преимущественно применяются схемы с двумя вентиляторами, так как сокращаются затраты электроэнергии, поскольку производительность рециркуляционного вентилятора всегда меньше, чем производительность вентилятора кондиционера. Кроме того, использование для рециркуляции вентилятора кондиционера не исключает необходимости установки отдельного вентилятора для удаления воздуха из помещения. Производительность этого вентилятора должна регулироваться в широких пределах: от максимальной (равной производительности рециркуляционного вентилятора) до минимальной (равной минимальной подаче наружного воздуха за вычетом требуемого расхода воздуха на создание повышенного давления в кондиционируемом помещении). Необходимость регулирования производительности вытяжного вентилятора в столь широком диапазоне значительно усложняет схему автоматического регулирования, в связи с чем нормами рекомендуется применять двухвентиляторную схему (рис. 58).
Применять естественную вытяжку из помещений при СКВ, работающих с переменными объемами наружного и рециркуляционного воздуха, также не рекомендуется, так как управление воздушными клапанами больших размеров требует сложных приборов для обеспечения стабилизации избыточного давления в обслуживаемом помещении.
В СКВ с первой рециркуляцией весь воздух, подаваемый в обслуживаемые помещения, проходит обработку в оросительной камере или поверхностном орошаемом воздухоохладителе, что позволяет стабилизировать его влагосодержание. В соответствии с этим СКВ с первой рециркуляцией применяется в тех случаях, когда предъявляются повышенные требования к поддержанию влажности в обслуживаемых помещениях.
На / —d-диаграмме (рис. 59) сплошными и штриховыми линиями изображено построение процессов обработки воздуха в СКВ с первой рециркуляцией.
При расчетном режиме для теплого периода года воздух, подаваемый рециркуляционным вентилятором, подогревается в вентиляторе и воздуховодах от параметров точки В до параметров точки Р. Затем смешивается с наружным воздухом (параметры точки И). Смесь с параметрами точки С проходит обработку в оросительной камере (точка О), далее подогревается (точка Д) в вентиляторе 8 (рис. 58) и, в случае необходимости, в калориферах второго подогрева 9, после чего воздух подается в обслу
148
живаемое помещение с параметрами точки П2 (рис. 59). Процесс ассимиляции тепла и влаги в помещении изображен прямой П2В.
В расчетном режиме для холодного периода года наружный воздух с параметрами точки Н смешивается с рециркуляционным воздухом, имеющим параметры точки В. Смесь с параметрами точки С нагревается в калориферах первого подогрева до температуры, соответствующей точке П1', и увлажняется в оросительной камере до параметров точки О. Увлажненный воздух подогревается в вентиляторе 8 (рис. 58) и калориферах второго подогрева 9 до температуры, соответствующей точке П2 (рис. 59), и подается в обслуживаемое помещение. Процесс ассимиляции тепла и влаги в помещении изображен прямой П2В.
Система автоматического регулирования кондиционера с первой рециркуляцией работает по следующей схеме (см. рис. 58). Температура воздуха в помещении в теплый и холодный периоды поддерживается на заданном уровне терморегулятором Т1, установленным в обслуживаемом помещении, и управляющим клапаном Кб, подающим теплоноситель в калориферы второго подогрева.
Влагосодержание приточного воздуха поддерживается на заданном уровне терморегулятором Т2, устанавливаемым за оросительной камерой (или орошаемым поверхностным воздухоохладителем). Терморегулятор Т2 в теплый период регулирует температуру воды, подаваемой к форсункам камеры орошения, либо количество воды, циркулирующей через поверхностный воздухоохладитель, поддерживая на заданном уровне температуру точки росы.
В холодный период года терморегулятор Т2 управляет клапанами К2 и КЗ, регулирующими подачу теплоносителя в калориферы первого подогрева. При значительных колебаниях влаговы-делений в помещении вместо терморегулятора Т2 устанавливается влагорегулятор В1, который управляет теми же клапанами, что и терморегулятор Т2.
Для регулирования соотношения между количествами наружного и рециркуляционного воздуха устанавливается специальный терморегулятор ТЗ, датчиком которого служит мокрый термометр, измеряющий энтальпию наружного воздуха. Регулирование осуществляется по следующей схеме:
при энтальпии наружного воздуха в пределах /о<7н<Лв терморегулятор ТЗ устанавливает клапаны KI, К8 и К9 на режим подачи максимального количества наружного воздуха и максимального выброса отработанного воздуха и подключает управление этими клапанами к терморегулятору Т2 или влагорегуля-торуВ/;
при энтальпии наружного воздуха /н>/в терморегулятор ТЗ устанавливает клапаны KI, К8 и К9 на режим подачи минимального количества наружного воздуха и минимального выброса.
149
В холодный период года терморегулятор Т2 или влагорегуля-тор В1 управляет воздушными клапанами К/, КЗ, К®, снижая количество подаваемого наружного воздуха по мере понижения его энтальпии вплоть до минимально допустимого, после чего регуляторы переключаются на управление клапанами К2 и КЗ, регулирующими подачу теплоносителя в калориферы первого подогрева.
При второй рециркуляции (воздуховод показан штрихпунк-тирной линией на рис. 58) автоматическое регулирование количества рециркуляционного воздуха, подаваемого в камеру смешения за оросительной камерой или поверхностным воздухоохладителем, как правило, не применяют, а регулируют ручным клапаном КЮ, переключаемым посезонно.
Если температура смеси наружного и рециркуляционного воздуха в расчетных условиях холодного периода года равна или превышает —|-5°С, защиту калориферов первого подогрева от замораживания не предусматривают. В противном случае защита осуществляется по схеме, описанной для прямоточных СКВ.
§ 36. Центральные многозональные одноканальные системы кондиционирования воздуха прямоточные и с рециркуляцией
Центральные многозональные СКВ применяют главным образом для обслуживания больших помещений, в которых неравномерно размещены источники тепло- и влаговыделений, а также для обслуживания большого числа сравнительно мелких помещений. В обоих случаях применяют многозональные СКВ, нескольку они более экономичны, чем отдельные системы для каждой зоны или каждого помещения.
Однако многозональные СКВ не могут обеспечить такую же высокую точность поддержания одного из заданных параметров, воздуха — относительной влажности или температуры, как отдельные СКВ.
Если рециркуляция воздуха недопустима по санитарно-гигиеническим нормам, то применяют прямоточные СКВ, работающие только на наружном воздухе.
В многозональных СКВ вместо центрального калорифера второго подогрева устанавливаются индивидуальные (зональные) подогреватели для каждого из обслуживаемых помещений или каждой зоны большого помещения. К этим подогревателям подводится только теплоноситель (как правило, вода с постоянными параметрами). Холодоноситель к зональным подогревателям не подводится.
Температура воздуха за центральным кондиционером поддерживается регулятором точки росы на уровне, определяемом из условия получения требуемого влагосодержанпя приточного воздуха.
150
Теплоотдача зональных подогревателей регулируется терморегуляторами, установленными в обслуживаемых помещениях. Поскольку зональные подогреватели не изменяют влагосодержания приточного воздуха, колебания влаговыделений в помещениях по сравнению с расчетными вызывают соответствующие изменения относительной влажности воздуха в помещениях.
Если многозональная СКВ предназначена для обслуживания производственных помещений, в которых по технологическим требованиям допускаются только незначительные колебания относительной влажности воздуха (3—5%), вместо терморегуляторов устанавливаются влагорегуляторы. Воздействуя на клапаны, регулирующие подачу теплоносителя в зональные подогреватели, влагорегуляторы изменяют температуру воздуха в помещении,
Рис. 60. Принципиальная схема многозональной одноканальной прямоточной СКВ, работающей на наружном воздухе (сплошные линии), с первой рециркуляцией (штриховая линия), с двумя рециркуляциями (штрихпунктнрная линия):
/ — воздухозаборное устройство; 2 — смесительная камера; 3— фильтр; 4— секция обслуживания; 5 — секции калориферов первого подогрева; 6 — оросительная камера; 7 — направляющий аппарат; 8 — прямоточный вентилятор; S, 14, 15— зональные подогреватели: 10 — шумоглушитель; И — гасос; 12 — вытяжной вентилятор; 13 — воздуховод
15f
Рис. 61. Построение процессов обработки воздуха на 1 — d-диаграмме при многозональной одноканальной прямоточной СКВ (сплошные линии) и с первой рециркуляцией (штриховые линии)
поддерживая относительную влажность в заданных пределах с точностью, определяемой конструкцией влагорегулятора. В многозональных СКВ, предназначенных для комфортного кондиционирования, как правило, устанавливают терморегуляторы, поддерживающие температуру воздуха на заданном уровне, допуская отклонения относительной влажности воздуха от расчетной.
На рис. 60 изображена принципиальная схема многозональной одноканальной прямоточной СКВ, работающей на наружном воздухе, воздуховоды которой нанесены сплошными линиями. Воздуховоды, обозначенные штриховыми и штрихпунктирными линиями, будут рассмотрены ниже.
На рис. 61 сплошными линиями показано построение процессов обработки воздуха на I — d-диаграмме при прямоточной схеме, а с дополнением штриховыми линиями — с первой рециркуляцией.
В теплый период года наружный воздух с параметрами, соответствующими точке Н, всасывается вентилятором кондиционера, очищается в фильтре, охлаждается и осушается в оросительной камере или поверхностном воздухоохладителе до параметров, характеризуемых точкой О. Затем воздух подогревается в. вентиляторе и воздуховодах до параметров точки Д и поступает
152
к зональным подогревателям 9, 14, 15 (рис. 60), в которых при необходимости подогревается до требуемых температур в точках Пи П2, П3 и подается в разные помещения с параметрами, соответствующими точкам В], В2, В3 (рис. 61). Если в данное время в помещениях отсутствуют тепло- и влаговыделения, воздух нагревается до параметров, характеризуемых точками П'\,
П'3.
В холодный период года при расчетных условиях наружный воздух (точка Н) подогревается в калориферах первого подогрева до параметров точки П1, затем увлажняется в оросительной камере или в орошаемом поверхностном воздухоохладителе до параметров точки О и подается к зональным подогревателям, в которых подогревается до температуры, требуемой для каждого помещения (точки /7Ь П2, П3). Терморегуляторы Tl, Т2', ТЗ' (рис. 60), установленные в каждом помещении, поддерживают заданную температуру воздуха в помещениях (точки В\, В2, В3, рис. 61), управляя клапанами Кб, КИ, К12, регулирующими подачу теплоносителя в зональные подогреватели 9, 15, 14 (рис. 60).
Температура воздуха, подаваемого центральным кондиционером к зональным подогревателям, регулируется терморегулятором Т2, который в холодный период года управляет клапанами К2 и КЗ, изменяющими количество теплоносителя, поступающего в калориферы первого подогрева. В теплый период года терморегулятор Т2 переключается на управление клапаном К4, регулирующим температуру воды, подаваемой к форсункам оросительной камеры. При установке поверхностных воздухоохладителей клапан К4 изменяет количество холодоносителя, подаваемого в воздухоохладитель.
Защита калориферов первого подогрева от замерзания выполняется по схеме, приведенной в описании центральных однозональных прямоточных СКВ.
Центральные многозональные СКВ, работающие с рециркуляцией воздуха, применяют в тех же случаях, что и прямоточные многозональные СКВ, но при условии, что воздушная среда во всех обслуживаемых помещениях удовлетворяет санитарно-гигиеническим требованиям, обусловливающим допустимость использования рециркуляционного воздуха. Как правило, во всех СКВ, работающих с рециркуляцией, применяют переменное соотношение между объемами наружного и рециркуляционного воздуха. На рис. 60 воздуховод первой рециркуляции обозначен жирной штриховой линией. Он трансформирует прямоточную СКВ в СКВ с первой рециркуляцией. Обработка воздуха в кондиционере и схема регулирования подобны описанным для однозональной СКВ с первой рециркуляцией, за исключением схемы регулирования температуры воздуха, подаваемого в обслуживаемые помещения, которая аналогична схеме для прямоточной многозональной СКВ, поскольку в данной СКВ центральный воздухоподогреватель заменен зональными.
153
Точка С (рис. 61) определяется по правилам смешения необходимых количеств наружного воздуха и воздуха, забираемого из помещений с параметрами, соответствующими точкам Bi, В2 и В3. Подогрев воздуха в воздуховодах и в рециркуляционном вентиляторе в холодный период года, как правило, не учитывается.
При дополнении СКВ, работающей с первой рециркуляцией, воздуховодом второй рециркуляции (показан на рис. 60 штрих-пунктирной линией) могут быть получены СКВ с двумя рециркуляциями. Работа этой системы и схема автоматического регулирования аналогичны таковым в СКВ с первой рециркуляцией. На воздуховоде второй рециркуляции установлен ручной клапан 9, переключаемый посезонно. Автоматизация управления клапаном обычно не предусматривается вследствие сложности одновременного автоматического управления клапаном К1 на наружном воздухе и клапанами д9 и К.10 на воздуховодах первой и второй рециркуляции.
§ 37. Центральные многозональные двухканальные системы кондиционирования воздуха
Область применения центральных многозональных двухканальных СКВ та же, что и многозональных одноканальных СКВ с калориферами местного подогрева. Кондиционеры двухканальных СКВ подают воздух к обслуживаемым помещениям (зонам) по двум параллельным каналам (воздуховодам): по одному каналу транспортируется охлажденный воздух, по другому — теплый. Температура воздуха обслуживаемого помещения регулируется комнатным терморегулятором при помощи исполнительного механизма смесительного воздушного клапана, регулирующего соотношение количества охлажденного и теплого воздуха в подаваемой смеси.
Двухканальные СКВ по сравнению с одноканальными с местными подогревателями обладают следующими преимуществами: в обслуживаемых помещениях или вблизи них отсутствуют теплообменники и трубопроводы теплоснабжения;
в переходное время года возможно максимальное использование холода наружного воздуха;
работа СКВ хорошо сочетается с работой систем отопления с местными нагревательными приборами, что имеет большое значение при устройстве СКВ в существующих зданиях.
К недостаткам двухканальных систем относятся увеличенные затраты на устройство и тепловую изоляцию параллельных каналов (воздуховодов) и конструктивные затруднения в прокладке каналов сравнительно больших размеров как во вновь проектируемых, так и в существующих зданиях.
Двухканальные СКВ бывают прямоточными и с использованием рециркуляции.
154
—Л-1—
Рис. 62. Принципиальная схема прямоточной двухканальной многозональной СКВ:
/ — воздухозаборная решетка; 2, 4 — камеры обслуживания; 3— фильтр; 5— секции калориферов первого подогрева; 6 — оросительная камера; 7— направляющий аппарат; 8 — приторный вентилятор; 9— секции калориферов второго подогрева; 10— шумоглушитель;
И — насос; 12 — вытяжной вентилятор; 13 — воздуховод
На рис. 62 изображена принципиальная схема прямоточной двухканальной многозональной СКВ, на рис. 63 представлено построение процессов обработки воздуха на I — d-диаграмме.
В расчетных условиях теплого периода года наружный воздух всасывается вентилятором кондиционера при параметрах, соответствующих точке Н, проходит очистку в фильтре и затем охлаждается и осушается в оросительной камере или поверхностном воздухоохладителе до параметров точки О. После вентилятора воздух с параметрами, соответствующими точке Д (учет подогрева в вентиляторе), подается непосредственно в канал охлажденного воздуха и к калориферу 9 (рис. 62) второго подогрева, установленному в канале теплого воздуха, где он нагревается до параметров точки 772 (рис. 63). Смесительные воздуш-
155
Теплый период
Рис. 63. Построение процессов обработки воздуха на I—d-диаграмме при прямоточной двухканальной многозональной СКВ
ные клапаны К9, К10, КП (рис. 62), как правило, устанавливают в непосредственной близости к обслуживаемым помещениям. В этих клапанах охлажденный и теплый воздух смешиваются в необходимых пропорциях до параметров, соответствующих точкам ГЦ, П2, П3, смесь подается в обслуживаемые помещения, где, ассимилируя избытки тепла и влаги, приобретает параметры, характеризуемые точками Bt, В2, В3 (рис. 63)
Управление смесительными воздушными клапанами осуществляется индивидуальными комнатными терморегуляторами ТГ, Т2', ТЗ' (рис. 62), поддерживающими заданные параметры воздуха в помещениях.
Из-за неплотностей смесительных воздушных клапанов минимальная температура воздуха, подаваемого в помещения в теплый период года, всегда превышает температуру воздуха в канале охлажденного воздуха (/См>/д). Эта температура может быть определена по формуле
4м = (1 ~ «Хд + «М , (142)
где п — неплотность клапана, закрытого на проход теплого воздуха, в долях от суммарного поступления воздуха через клапан (обычно значение п принимают в пределах от 0,05 до 0,1 с уточнением по данным завода-изготовителя); tn, tn — температура воздуха, соответственно в каналах охлажденного и теплого воздуха.
Максимальная пропускная способность канала охлажденного воздуха принимается равной производительности СКВ, определя
156
емой обычными методами расчета (см. главу V). Пропускную способность канала теплого воздуха обычно принимают равной 50—70% от пропускной способности канала охлажденного воздуха.
При расчетных условиях холодного периода года наружный воздух (точка Н, рис. 63) всасывается вентилятором кондиционера, очищается в фильтре, подогревается в калориферах первого подогрева до параметров точки П1, увлажняется в оросительной камере либо в поверхностном орошаемом воздухоохладителе до параметров точки О. Затем часть воздуха подается к калориферу второго подогрева, приобретает параметры точки П2 и поступает в канал теплого воздуха. Остальная часть воздуха поступает непосредственно в канал охлажденного воздуха. Приготовленный в смесительных воздушных клапанах воздух с параметрами в точках 77ь П2, П3 подается в обслуживаемые помещения, где он, ассимилируя тепло и влаговыделения, приобретает параметры, соответствующие точкам В2, В3.
Автоматическое регулирование двухканальной СКВ осуществляется по схеме, аналогичной схеме регулирования одноканальной многозональной СКВ, за исключением комнатных терморегуляторов, которые в двухканальной схеме управляют смесительными клапанами вместо клапанов на подаче теплоносителя к местным подогревателям в одноканальной СКВ.
Двухканальные СКВ с рециркуляцией воздуха работают по аналогичной схеме, как правило, с переменным соотношением объемов наружного и рециркуляционного воздуха.
§ 38. Центральные водовоздушные системы кондиционирования воздуха
За последние годы в практике строительства современных многоэтажных зданий с большим количеством комнат, расположенных по периметру здания, широкое применение находят центральные водовоздушные СКВ. Такое наименование эти системы получили потому, что в кондиционируемые помещения подается наружный воздух, приготовленный в центральном кондиционере, а вода для обработки рециркуляционного воздуха циркулирует в местных кондиционерах-доводчиках, устанавливаемых непосредственно в обслуживаемых помещениях.
Доводчики изготовляются двух типов: вентиляторные и эжек-ционные. Преимущественно применяются эжекционные кондиционеры-доводчики (ЭКД) типов КНЭ-У0.8А и КНЭ-У1,2 (см. рис. 19).
Вентиляторные кондиционеры-доводчики имеют ограниченное применение в связи с высоким уровнем шума, создаваемого работающим вентилятором доводчика.
Водовоздушные СКВ с ЭКД работают по следующей схеме. Наружный воздух после очистки и тепловлажностной обработки
157
подается в эжекционный коидиционер-доводчик через распределительную трубу, а оттуда — в напорную камеру через регулируемое щелевое отверстие. Из напорной камеры воздух выходит в смесительную камеру через сопла диаметром от 3,5 до 5,5 мм со скоростью ~20 м/с и эжектирует рециркуляционный воздух, который поступает из помещения через матерчатый фильтр и теплообменники, входящие в конструкцию ЭКД. Количество эжекти-руемого рециркуляционного воздуха определяется расчетом в зависимости от расхода наружного воздуха, диаметра и числа сопел. Коэффициент эжекции, т. е. отношение количества эжек-тируемого воздуха (вторичного) к эжектирующему (первичному), обычно находится в пределах от 1,5 до 3,5.
ЭКД комплектуются двух- или трехрядными трубчатыми оребренными теплообменниками с алюминиевыми пластинами. Трехрядный теплообменник состоит из двухрядного и однорядного теплообменников, установленных последовательно по ходу воздуха. Через теплообменники циркулирует нагретая или охлажденная вода, подаваемая от центральных водоподогревате-лей или водоохладителей.
Водовоздушные СКВ с доводчиками выполняют также отопительные функции, подогревая рециркуляционный воздух в теплообменнике.
При выключенном кондиционере (в нерабочее время) теплообменник работает на естественной конвекции. Поэтому вследствие снижения коэффициентов теплопередачи (из-за уменьшения скорости движения воздуха) на это время увеличивают температуру горячей воды, циркулирующей через теплообменник. Э1\Д размещают в строительных элементах здания, как правило, под окнами. Выпускают воздух через приточную решетку, вмонтированную в подоконную доску. Решетка снабжена направляющими перьями для отклонения потока воздуха от вертикали в глубь помещения.
Максимальная глубина зоны обслуживания при установке ЭКД под окнами и высоте помещения 3,5 м равна 6 м, при высоте помещения 2,5 м — глубина зоны 5 м.
Температура воздуха в помещениях регулируется клапанами, устанавливаемыми на линиях подачи тепло- и холодоиосителя в теплообменники. Управление клапанами автоматическое. Возможно дополнительное ручное регулирование при помощи воздушного клапана, имеющегося в ЭКД типов КНЭ-У0.8А и КНЭ-У1.2. Этот клапан открывает воздушный канал в обвод теплообменника.
Теплообменники доводчиков могут присоединяться к сетям тепло- и холодоиосителя по двух-, трех- и четырехтрубпым схемам. Двухтрубная схема может эксплуатироваться с общим по-фасадным или групповым включением тепло- или холодоносите-ля. Трех- и четырехтрубные схемы обеспечивают подачу тепло-или холодоиосителя в любой теплообменник. При трехтрубной
158
схеме по одной трубе подается горячая вода (теплоноситель), по второй трубе — охлажденная вода (холодоноситель). Третья труба служит общим обратным трубопроводом, что является недостатком трехтрубной схемы вследствие смешивания тепло- и холодоиосителя.
Наиболее совершенной является четырехтрубная схема, при которой тепло- и холодоноситель подводятся и отводятся от теплообменников по отдельным трубам. При этой схеме ЭКД комплектуются одним двухрядным теплообменником и одним однорядным. Двухрядный теплообменник присоединяется к сетям холодоиосителя, а однорядный — к сетям теплоносителя.
Принципиальная схема водовоздушной СКВ с эжекционными кондиционерами-доводчиками изображена на рис. 64.
Воздух в центральном кондиционере обрабатывается по схеме, аналогичной описанной для прямоточной СКВ. Параметры
Рис. 64. Принципиальная схема водовоздушной СКВ с эжекционными кондиционерами-доводчиками (ЭКД):
1 — приемный клала ч; 2 — сухой фильтр; 3 — воздухонагреватель; 4 — камера орошения; 5 — воздухоохладитель; 6 — вентилятор кондиционера; 7— шумоглушитель; 8 — задвижка;
9 — насосы; 10 — водоподогреватель; // — индукторные муфты; 12—теплообменники ЭКД;
13— проходные клапаны; 14 — водоохладитель; 15 — воздуховод к ЭКД
159
воздуха (первичного) подаваемого кондиционером, выбираются, исходя из условия обеспечения требуемой влажности воздуха в кондиционируемых помещениях, поскольку в ЭКД отсутствуют средства для повышения влажности рециркуляционного воздуха. Повышение влажности внутреннего воздуха особенно важно в холодный период года. Поэтому эти функции возлагают на первичный воздух. В теплый период года функции ассимиляции вла-говыделений также возлагаются на первичный воздух, так как осушка воздуха теплообменниками потребовала бы устройства сети дренажных трубопроводов для удаления сконденсированной влаги, что усложняет эксплуатацию СКВ и увеличивает капитальные затраты.
Ассимиляция тепловыделений в кондиционируемых помещениях в теплый период года осуществляется частично первичным воздухом и частично — вторичным (охлаждаемым теплообменником, через который циркулирует холодная вода). В холодный период года помещения отапливаются теплообменником, питаемым горячей водой, потому калориферы второго подогрева в центральном кондиционере не устанавливаются.
Производительность центрального кондиционера должна обеспечить санитарную норму подачи наружного воздуха для людей, находящихся в помещении, которую принимают в пределах 50—80 м3/ч на одного человека. При выборе санитарной нормы следует учитывать степень применения синтетических материалов, плотность заселения помещений и среднее число посетителей. Определенное по санитарной норме количество воздуха должно быть проверено на ассимиляцию влаговыделений. Выбирают большее из полученных значений.
Производительность ЭКД по первичному воздуху следует выбирать в пределах, указанных в паспортных данных. При этом необходимо учитывать, что верхним пределам соответствует повышенный уровень шума, создаваемый воздухом, выходящим через сопла в смесительную камеру.
Температура холодоиосителя, подаваемого в теплообменники, должна быть не ниже температуры точки росы воздуха в кондиционируемых помещениях с целью предупреждения конденсации водяных паров на поверхности теплообменника.
Температуру горячей воды определяют расчетом для двух периодов: при работающем центральном кондиционере и при работе теплообменников с естественной конвекцией (в нерабочее время).
Приготовление холодоиосителя осуществляется в водоохладителе 14, а приготовление теплоносителя (горячей воды) — в водоподогревателе 10. Холод и теплоноситель к теплообменникам ЭКД подаются насосами 9.
Водовоздушные СКВ с эжекционными доводчиками проектируют на среднее давление, т. е. с вентиляторами центральных кондиционеров, развивающими давление 120—-160 кгс/м2.
160
Системы высокого давления имеют ограниченное применение в связи с тем, что серийно изготовляемые кондиционеры комплектуются вентиляторами с давлением до 160 кгс/м2.
Водовоздушные СКВ с эжекционными доводчиками отличаются высокой эффективностью, требуют небольшой площади для размещения оборудования, позволяют одновременно отапливать и охлаждать различные помещения при местной рециркуляции внутреннего воздуха. Эти качества способствуют их широкому применению в современных административных, гостиничных и лечебных зданиях.
Методика расчета водовоздушных СКВ с ЭКД разработана О. Я- Кокориным и Л. И. Ставицким.
§ 39. Местные системы кондиционирования воздуха
Местные СКВ устанавливаются внутри обслуживаемых помещений либо в непосредственной близости к ним. Эти системы могут быть оборудованы как автономными, так и неавтономными местными кондиционерами. Автономные кондиционеры имеют встроенные компрессионные холодильные машины, работающие на хладоне-12 или хладоне-22.
Испарители холодильных машин используются в теплый период года как поверхностные воздухоохладители для охлаждения и осушки воздуха. В холодный период года воздух подогревается электрическими калориферами. Автономные кондиционеры холодопроизводительностью до 2500 ккал/ч имеют конденсаторы воздушного охлаждения и предназначаются для установки в окнах, внутри обслуживаемых помещений.
Автономные кондиционеры холодопроизводительностью 7500— 50 000 ккал/ч имеют, как правило, конденсаторы водяного охлаждения, что требует устройства системы оборотного водоснабжения, а это увеличивает затраты и нерационально для небольших установок. Использование проточной воды в будущем практически исключается. В настоящее время разрабатываются конструкции автономных кондиционеров с холодильными машинами производительностью до 80 000 ккал/ч, оборудованные конденсаторами воздушного охлаждения, что значительно расширит область их применения.
Преимущества местных СКВ с автономными кондиционерами заключаются в сравнительно небольших трудозатратах на монтаж и возможности устанавливать их в любых помещениях.
К недостаткам местных СКВ относятся повышенный уровень шума, создаваемый вентиляторами и компрессорами холодильных машин, необходимость большого числа агрегатов, расположенных в различных помещениях, и значительно меньший срок службы местных кондиционеров, равный 7—10 годам, вместо 20—25 лет для центральных кондиционеров.
6 из
161
Автономные кондиционеры, как правило, не выполняют отопительных функций, поэтому требуют устройства обычной системы отопления. Использовать холодильную машину кондиционера для отопления по циклу теплового насоса практически невозможно, так как ее энергетические мощности, рассчитанные на охлаждение, будут недостаточными для отопления тех же помещений. Применение электрических подогревателей резко повышает эксплуатационные расходы.
В силу изложенных выше причин местные системы с автономными кондиционерами для круглогодичного кондиционирования в отечественной практике не получили распространения и обычно применяются в сравнительно шумных помещениях: магазинах, ресторанах, отдельных производственных помещениях и т. д.
СКВ с местными автономными кондиционерами для обслуживания большого числа мелких помещений или для отдельных помещений больших размеров применяются только при соответствующих технико-экономических обоснованиях.
Широкое применение сейчас находят бытовые автономные кондиционеры для местного кондиционирования воздуха в жилых, служебных и других помещениях площадью до 25 м2.
Системы с местными неавтономными кондиционерами, которые снабжаются тепло- и холодоносителем от внешних источников, более распространены, поскольку их можно использовать для круглогодичного кондиционирования. Кроме того, они создают меньший уровень шума в помещениях, так как в кондиционерах нет холодильных машин.
Неавтономные кондиционеры, как правило, имеют оросительные устройства, позволяющие увлажнять воздух в холодный период года.
Расчет СКВ с местными кондиционерами заключается в определении требуемого воздухообмена в кондиционируемых помещениях, потребности в тепле и холоде и выборе соответствующих кондиционеров на основании их технических характеристик.
§ 40. Методы автоматического регулирования центральных систем кондиционирования воздуха
В настоящее время центральные СКВ в большинстве случаев регулируются по методу точки росы, описанному в § 34. Однако этот способ часто приводит к перерасходу энергии, затрачиваемой на обработку воздуха, вследствие необходимости расхода тепла на второй подогрев даже тогда, когда энтальпия наружного воздуха превышает энтальпию приточного воздуха. Это тепло, в свою очередь, увеличивает нагрузку системы холодоснабжения.
Недостатки этого метода обусловливаются тем, что воздух обрабатывается в два этапа.
В первую очередь воздуху придают заданное влагосодержа-ние, а затем, во вторую очередь, — заданную температуру. Вла-госодержание регулируется косвенным путем — поддерживанием
162
требуемой температуры воздуха за оросительной камерой, что при практически стабильной относительной влажности за камерой обеспечивает необходимое влагосодержание приточного воздуха. Воздух до требуемой температуры нагревается калориферами второго подогрева. Для частичного устранения этого недостатка в тех случаях, когда это допустимо по санитарно-гигиеническим условиям, применяют вторую рециркуляцию, т. е. часть рециркулируемого воздуха вводят в кондиционер после оросительной камеры, что в теплый период года снижает расходы холода и тепла.
Г. В. Архипов предлагал применять вторую рециркуляцию круглогодично в постоянном объеме для помещений с постоянными влаговыделениями и в переменном объеме для помещений с изменяющимися влаговыделениями и значительными теплоиз-бытками. При постоянном объеме второй рециркуляции относительная влажность воздуха в помещении регулируется терморегулятором, датчик которого устанавливается за оросительной камерой, т. е. сохраняется регулирование по методу точки росы.
При переменном объеме второй рециркуляции необходимо устанавливать в кондиционируемом помещении датчик относительной влажности или энтальпии. В связи с отсутствием до последнего времени надежных конструкций таких датчиков, наибольшее распространение получил метод регулирования по точке росы, несмотря на отмеченные выше недостатки.
В настоящее время вместо метода точки росы начинает применяться разработанный А. Я- Креслинем метод регулирования кондиционеров по оптимальным режимам. При этом методе используется зависимость расходов холода и тепла от различной последовательности процессов обработки воздуха в кондиционере.
Оптимальным называется режим, при котором последовательность тепловлажностной обработки воздуха вызывает наименьшие эксплуатационные расходы. А. Я. Креслинь на основании теоретических и экспериментальных исследований установил, что существуют 13 режимов, которые при определенных параметрах наружного и внутреннего воздуха, известном тепловлажностном балансе помещения и заданном относительном количестве наружного воздуха могут быть названы оптимальными.
Для определения требуемого режима на I—d-диаграмму наносят границу замкнутой области, в пределах которой могут находиться точки, характеризующие состояние наружного воздуха для данного географического пункта. Затем эта область разбивается на 13 частей, границы которых определяются в зависимости от допустимого диапазона колебаний параметров приточного воздуха и воздуха помещения. В зависимости от того, в какой части этой области находится точка, характеризующая параметры наружного воздуха, определяется оптимальная последовательность процессов обработки воздуха в кондиционере.
6'
163
В схему кондиционера, обеспечивающего работу СКВ во всех тринадцати оптимальных режимах, включен обвод с регулирующим клапаном, позволяющий пропускать часть воздуха, минуя оросительную камеру. Этот кондиционер имеет пять исполнительных механизмов, действием которых управляют терморегулятор и влагорегулятор с датчиками, установленными в обслуживаемом помещении.
Вследствие усложнения и удорожания системы автоматического регулирования применять метод оптимальных режимов экономически целесообразно, если производительность СКВ равна или больше 15 тыс. м3/ч для промышленных зданий и 10 тыс. м3/ч для общественных зданий.
Кроме указанных выше методов регулирования, при которых производительность СКВ оставалась постоянной и изменялись только параметры приточного воздуха, т. е. осуществлялось качественное регулирование, в настоящее время начинают применять количественное и количественно-качественное регулирование.
Количественный метод предполагает снижение расхода воздуха при уменьшении нагрузки. Количественно-качественный метод предусматривает также снижение расхода при уменьшении нагрузки, но это снижение ограничивается определенным значением расхода, по достижении которого дальнейшее снижение прекращают и начинают изменять параметры приточного воздуха.
Ограничения в снижении расхода могут определяться различными причинами: необходимостью подачи определенного количества воздуха для компенсации местных отсосов, созданием повышенного давления в обслуживаемых помещениях или обеспечением санитарной нормы. В многозональных СКВ это ограничение зависит также от возможной разрегулировки системы воздухо-распределения. Изменение расхода обычно достигается дросселированием потока.
В однозональных системах большой производительности можно изменять производительность вентиляторов при помощи направляющих аппаратов или уменьшением частоты вращения вентиляторов, имеющих гидромуфты или индукторные муфты скольжения.
СКВ с количественным и количественно-качественным регулированием потребляют меньше холода, тепла и электроэнергии, чем СКВ с качественным регулированием. По данным А. Г. Сотникова экономическая эффективность этих методов регулирования зависит от производительности СКВ, схемы обработки воздуха, удельной стоимости энергоносителей, продолжительности работы СКВ и пр. С увеличением этих величин растет эффективность. Годовой экономический эффект колеблется в весьма широких пределах. Он составляет от 0,02 до 0,3 тыс. руб./год на каждые 1000 м3/ч производительности СКВ.
164
Широкому применению СКВ с количественным и количественно-качественным регулированием препятствует отсутствие достаточно надежных методов расчета и малая аэродинамическая устойчивость систем воздухораспределения, сказывающаяся в изменении расходов воздуха в одних подводках при эксплуатационном регулировании других.
Для повышения аэродинамической устойчивости в практике проектирования СКВ низкого давления с количественным регулированием предусматривают устройство камер постоянного статического давления. Однако этот метод обладает существенным недостатком, так как для размещения этих камер требуются большие строительные объемы. Иногда на магистралях либо поэтажных ответвлениях устанавливают регуляторы постоянного статического давления, но это не всегда обеспечивает надежную работу системы воздухораспределения.
В зарубежной практике для СКВ высокого давления применяют специальные регуляторы с повышенным аэродинамическим сопротивлением, которые поддерживают постоянный расход воздуха при значительных колебаниях давления в воздухораспределительной сети. Отечественной промышленностью эти регуляторы пока не изготовляются.
Глава IX
ТЕПЛО- И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 41. Теплоснабжение калориферов
Как указывалось ранее, в СКВ воздух нагревается в секциях подогрева, выполняемых в виде многоходовых калориферов из горизонтальных стальных труб, оребренных стальной лентой. Типовые секции собираются из одно-, двух- и трехрядных базовых теплообменников.
Для первого подогрева по ходу воздуха устанавливается обычно не менее двух секций. Теплоносителем может быть вода с температурой до 150°С и пар с давлением не более 6 кгс/см2.
Если теплоноситель вода, то для увеличения скорости ее движения в трубках теплообменников и коэффициента теплопередачи секции подогрева подключаются последовательно.
Параллельное присоединение применяется только в случаях недостаточного напора в тепловой сети для преодоления увеличенных гидравлических сопротивлений теплообменников, соединенных последовательно.
Регулирующий клапан устанавливается, как правило, на обратной линии, чтобы улучшить условия эксплуатации. На подающей линии регулирующий клапан устанавливается только в тех
165
случаях, когда давление в этой линии превышает допустимое по условиям прочности теплообменников (для типовых теплообменников 8 кгс/см2).
Если теплоноситель пар, то секции подогрева присоединяются к паро- и конденсатопроводам параллельно. Максимально допустимое давление пара по условиям прочности теплообменников 6 кгс/см2. В связи с трудностью регулирования теплоотдачи паровых теплообменников пар в качестве теплоносителя применяют в исключительных случаях и только низкого давления (1,2— 1,5 кгс/см2).
Для секций второго подогрева, местных или зональных подогревателей воздуха в качестве теплоносителя применяют воду с постоянной температурой в подающей линии (обычно 60—70°С). Расчетный перепад температур воды принимают 15—25°С.
Присоединять перечисленные выше подогреватели непосредственно к тепловым сетям не следует, так как требуемая теплоотдача подогревателей, как правило, не зависит от температуры наружного воздуха, т. е. не связана с температурным графиком, по которому изменяется температура воды, подаваемой тепловыми сетями. Питание водой переменной температуры значительно ухудшило бы работу системы автоматического регулирования.
Теплоотдача калориферов второго, местного или зонального подогрева регулируется автоматическим клапаном, изменяющим количество воды постоянной температуры, подаваемой в калориферы.
Для получения воды с постоянной температурой по закрытой схеме применяют смесительные установки либо установки с промежуточными водоводяными или пароводяными теплообменниками.
На рис. 65 приведена схема смесительной установки приготовления воды для калориферов второго подогрева с присоединением к подающему и обратному трубопроводам теплоснабжения. По этой схеме вода из подающего трубопровода тепловой сети 1 с температурами, изменяющимися от 150 до 70°С, через автоматический регулирующий клапан 2 поступает в узел регулирования 3, в который по трубе 4 подается обратная вода от калориферов 6 местного или второго подогревов. Смешанная вода из узла 3 по трубопроводу 5 при постоянной температуре теплоносителя (например, 70°С) подается к калориферам 6, теплоотдача которых регулируется клапанами 7. Температура обратной воды не регулируется и равна обычно 40—50°С.
Обратная вода по трубопроводу 8 поступает к насосу 9, который подает ее в узел 10 и далее по трубопроводу 11 через клапан 12 в обратную линию теплоснабжения 13 или по трубопроводу 4 в узел 3. При частичном пли полном закрытии клапанов 7 вода из узла 3 по трубопроводу 14 через клапан 15 частично или полностью поступает в трубопровод 8.
166
Рис. 65. Схема смесительной установки приготовления воды для калориферов второго подогрева с присоединением к подающему и обратному трубопроводам теплоснабжения:
1, 5, 14 — подающие трубопроводы; 2, 7, 12, 15 — регулирующие клапаны; 3, 16 — узлы регулирования; 4, 8, 10, 11, 13 — обратные трубопроводы; 6 — калориферы; 7 — насосы; 17, 18 — вентили; Т — терморегулятор; Д — регулятор давления; Р — расходомер
Температура воды в узле 3 поддерживается постоянной при помощи терморегулятора Т, а постоянное количество циркулирующей воды поддерживается регулятором давления Д по разности давлений в точках 3 и 16.
На теплый период года насос 9 останавливается, ручные вентили 17 закрываются, а вентиль 18 открывается и система работает под давлением насосов теплосети. Насос 9 подбирается на производительность, определяемую по формуле W = - _ 100Q м3/ч, и на компенсацию потерь давления //н в кольце трубопроводов 9—10—3—5—6—16—8—9 при закрытых клапанах 15 и 2.
При закрытом клапане 2 вода, перекачиваемая насосом 9, движется через калориферы 6. При частичном или полностью открытом клапане 2 вода поступает в калориферы 6 и за счет разности давлений в трубопроводах теплосети между точками 1 и 13, что компенсируется прикрытием клапана 12. При открытии клапана 2 расход в сети может возрасти. Если температура воды в теплосети равна температуре, на которую настроен терморегулятор Т, вода к калориферам поступает только из теплосети в количестве, равном W. При этом по участку 10—3 вода поступать не будет. Потери давления в сети возрастут на величину разности между потерями на участках 1—3 плюс 10—13 и на
167
участке 10—3. Давление, которое может быть израсходовано на циркуляцию воды, возрастет на величину Д//с. равную разности давлений в подающей и обратной линиях теплосети между точками 1 и 13.
Если разность сопротивлений участков 1—3, 10—13 и 10—3 незначительна (т. е. общая характеристика сети, в которой работает насос 9, практически не изменяется), то количество воды, проходящей по сети под влиянием дополнительной разности давлений, возрастет. Для того чтобы количество воды W, циркулирующей в сети, осталось неизменным, суммарное дополнительное сопротивление сети должно быть ДЯд=Я1_3+Я1о-1з+ДЯ12—Ню-з, т. е. величина ДЯд складывается из сопротивления участка 1—3, равного Д//1-з, сопротивления участка 10—13, включая сопротивление полностью открытого клапана 12, равного 4//ю-1з, и сопротивления за счет перемещения плунжера клапана 12, равного ЛН\2 за вычетом сопротивления участка 10—3, равного ДТ/ю-з-
Клапан 2 на участке 1—3 регулирует приток воды из теплосети и в момент максимального расхода воды должен быть полностью открыт. Этот клапан следует рассматривать как регулятор дополнительного давления (источника энергии), подаваемого в сеть смесительной установкой.
В небольших установках и при относительно незначительных приращениях расхода &W (например, Д 157=0,33 IV7) клапаном 12 можно управлять от терморегулятора Т параллельно с клапаном 2 по взаимно обратной схеме, т. е„ открывая клапан 2, можно закрывать клапан 12 и наоборот.
В больших установках или при значительных отклонениях (например, ДЦ7>о,33 W7) клапан 12 должен управляться расходомером Р, установленным после насоса 9 на трубопроводе 9—10 и настроенным на заданный постоянный расход воды W.
Смесительная схема приготовления воды для калориферов второго подогрева с присоединением к обратному трубопроводу системы теплоснабжения приведена на рис. 66. Эта схема отличается от предыдущей тем, что смесительная установка присоединяется только к обратному трубопроводу теплоснабжения. Поэтому вода циркулирует в СКВ только при помощи насоса 3. Из обратного трубопровода 1 теплосети вода с температурой, изменяющейся, например, в пределах 70—40°С, через автоматический клапан 2 перекачивается насосом 3 вместе с обратной водой, поступающей от калориферов 8, 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 трубопроводу 10 к узлу 11, а затем через клапан 4 к насосу 3 или по трубопроводу 12 в обратную линию теплоснабжения 1. При частичном или полном закрытии клапанов 9 вода из узла 6 частично или полностью поступает по трубопроводу 13 через клапан 14 в обратную линию 10 к узлу 11 и далее к насосу 3 или в обратный трубопровод 1.
168
Рис. 66. Схема смесительной установки приготовления воды для калориферов второго подогрева с присоединением к обратному трубопроводу теплоснабжения в холодный период года:
1, 5, 7, 10, 11, 12, 13 — трубопроводы; 2, 4, 9, /4 — регулируемые клапаны; 3 — насос; 6, 11, /5 —узлы регулирования; 7, 8 — калориферы; 16, 17, 18, 19, 20 — вентили; Т — терморегулятор; Д — регулятор давления
Терморегулятор Т, установленный в узле 6, при помощи клапанов 2 и 4 обеспечивает подачу воды заданной температуры. Регулятор давления Д, настроенный на поддержание постоянной разности давлений между узлами в точках 6 и 15, обеспечивает постоянство количества циркулирующей воды с помощью клапана 14 независимо от положения клапанов 9,
На рис. 66 приведено также присоединение питания калориферов второго подогрева к подающему трубопроводу тепловой сети (вентили 16 и 17) и обвод у насоса (вентили 18, 19, 20) — на случай ремонта насоса 3. Эта схема питания калориферов более экономична по сравнению с предыдущей, так как не требует увеличения расхода теплоносителя по сетям теплоснабжения. Однако при питании по схеме от обратной магистрали теплосети поверхность нагрева калориферов обычно превышает в 1,2—2 раза поверхность, необходимую при теплоснабжении по схеме, при- , веденной на рис. 65.
Закрытая схема приготовления теплоносителя с постоянной температурой приведена на рис. 67. По этой схеме вода из подающего трубопровода теплосети (первичный теплоноситель) подается в водоводяной теплообменник 7, в котором нагревает воду (вторичный теплоноситель) до заданной температуры. Поскольку в теплый период года температура воды в тепловых сетях
169
Рис. 67. Закрытая схема приготовления теплоносителя с постоянной температурой:
1— расширительный бак; 2 — переливная труба; 3 — сигнальная труба; 4 — присоединительная труба; 5 — датчик температуры; 6— регулирующий клапан прямого действия; 7— водоводяной теплообменник; 8—насос; 9— обводная линия; 10— регулятор давления «до себя»; 11 — воздухонагреватели; 12— регулирующий клапан; 13 — воздухосборник
поддерживается на уровне 70°С, температуру вторичного теплоносителя принимают не более 60°С. Температуру обратной воды после воздухонагревателей обычно принимают 35—40°С. Для создания циркуляции воды в контуре теплообменник 7 — воздухонагреватели 11 устанавливается насос 8. Поскольку циркуляционный контур вторичного теплоносителя является замкнутым, для восприятия увеличивающегося объема воды при нагревании устанавливается расширительный бак 1, снабженный переливной 2, сигнальной 3 и присоединительной 4 трубами.
Расширительный бак устанавливается не менее чем на 1 м выше отметки прокладки трубопроводов и установки воздухонагревателей, что обеспечивает заполнение всего циркуляционного контура водой. Присоединяется бак трубой 4 к циркуляционному контуру вблизи насоса 8. Полезная емкость бака должна составлять примерно 5% суммарной емкости теплообменника, воздухонагревателей и трубопроводов замкнутого циркуляционного контура.
Теплоотдача воздухонагревателей 11 регулируется клапанами 12, изменяющими количество воды, подаваемой в воздухонагреватели.
При закрытых клапанах 12 циркуляция в контуре теплообменник — насос происходит через обводную линию 9 с установленным на ней регулятором давления «до себя» 10. Постоянная
170
температура воды после теплообменника поддерживается датчиком температуры 5, воздействующим на регулирующий клапан 6, изменяющий количество воды, поступающей из тепловой сети в теплообменник 7. Удаляется воздух из системы через воздухосборник 13.
Закрытые схемы с водоводяными и пароводяными теплообменниками дороже смесительных установок. Поэтому они применяются в тех случаях, когда давление в тепловой сети превышает допустимое для местных систем и требуется независимая схема присоединения либо когда первичным теплоносителем служит пар.
Расчетный расход тепла для каждого из калориферов второго, местного или зонального подогрева следует определять, исходя из условий отсутствия тепловыделений в обслуживаемом помещении и принимать равным большему из расходов, определенных для холодного и теплого периодов года.
§ 42. Холодоснабжение центральных систем кондиционирования воздуха и местных воздухоохладителем
Холодоносителем для СКВ, как правило, является вода, получаемая от холодильных установок, а в отдельных случаях — от естественных источников. Выбор схемы системы холодоснаб-жения зависит от способа получения холодной воды, расстояния потребителей от источника холода, типа испарителя, а также от способа присоединения воздухоохладителя к холодоносителю.
Оросительные камеры одного кондиционера или небольшой группы кондиционеров, расположенных вблизи холодильной станции, рекомендуется присоединять к системе холодоснабже-ния по схеме, представленной на рис. 68. Как видно из схемы, баки отепленной и охлажденной воды (4 и 6) располагаются ниже поддона камеры, а оси насосов 3 и 9 — ниже уровня воды в' баках. Насос 3 забирает отепленную воду из бака 4 и после охлаждения ее в кожухотрубном или кожухозмеевиковом испарителе / (закрытом) через трубопровод охлажденной воды 16 подает в бак 6. Из бака 6 охлажденная вода поступает через смесительный клапан 8 к насосу 9, который подает смешанную воду заданной температуры к форсункам в оросительную камеру кон* диционера. В зависимости от соотношения производительности насосов 3 и 9 и положения плунжеров в клапане 8 вода переливается через перегородку 5 между отсеками бака.
Эту схему можно также использовать для холодоснабжения от станций, оборудованных испарителями открытого типа, когда они заменяют собой баки 4 и 6. Убыль воды восполняется от водопровода 12 через шаровой клапан в поддоне камеры орошения. Количество подводимой воды к камерам определяется расходом на ее испарение (обычно в зимнее время) с коэффициентом 1,25
171
Рис. 68. Схема системы холодоснабжения небольшой группы оросительных камер, расположенных вблизи холодильной станции:
/ — испаритель холодильной станции: 2 — трубопровод отеплеииой воды; 3 — иасос холо-дильной станции; 4— бак отепленной воды; 5 — перегородка; 6— бак охлажденной воды; 7 — переливная труба; 8 трехходовой смесительий клапан; 9— иасос камеры орошения; 10 — трубопровод рециркуляционной воды; И — трубопровод подачи воды к форсункам; 12 — трубопровод подачи воды из водопровода через шаровой клапан; 13 — оросительная камера; 14 — переливная труба; 15 — самотечный трубопровод; 16 — трубопровод охлажденной воды
Этот расход воды составляет примерно 1% производительности рециркуляционного насоса.
Для снабжения холодоносителем больших групп оросительных камер, расположенных на значительных расстояниях от холодильной станции, применяется схема, приведенная на рис. 69. По этой схеме температура воды, подаваемой насосом к форсункам оросительной камеры 1, регулируется либо трехходовым смесительным клапаном 3, либо проходным клапаном 11, которые изменяют соотношение между количествами рециркулируемой воды из поддона кондиционера и холодной воды, поступающей из холодильной станции.
Чтобы предупредить замерзание испарителя, устанавливается регулятор давления «до себя» 9. При сокращении потребности в холоде клапаны 3 и 11 уменьшают подачу холодной воды к насосам 4, давление в напорной линии повышается и регулятор давления 9 открывает клапан 8. Неиспользованная вода подается в бак 7 холодильной станции, циркуляция которой через испаритель 10 обеспечивается насосом 13.
Трубопровод от переливного устройства, расположенного в поддоне кондиционера, до самотечной магистрали должен рассчитываться на пропуск количества воды, равного производительности циркуляционного насоса. Вода, циркулирующая в системе орошения, и вода; подаваемая извне, должны очищаться в сетчатых фильтрах для .предупреждения засорения форсунок и регулирующих клапанов
172
Рис. 69. Схема системы холодоснабжения больших групп оросительных камер, расположенных на значительных расстояниях от холодильной станции:
1— оросительная камера; 2— переливные трубы; 3 — трехходовой смесительный клапан; 4 — насосы кондиционеров; 5 — напорный трубопровод холодной воды; 6 — самотечный трубопровод отепленной воды; 7 — бак для воды на холодильной станции; 8 — проходной клапан регулятора давления; 9— датчик регулятора давления; 10 — испаритель холодильной станции; // — проходной клапан; 12— трубопровод подачи воды через шаровые клапаны; 13— насос испарителя
В приведенных выше схемах баки, устанавливаемые на холодильных станциях, должны размещаться на отметках, обеспечивающих самотечный слив воды из поддонов кондиционеров, а это часто требует устройства заглубленных помещений (подвалов) для установки баков и перекачивающих насосов.
В Киевском Промстройпроекте разработана напорная схема холодоснабжения кондиционеров с камерами орошения, позволяющая размещать кондиционеры, баки и насосы на одной отметке (рис. 70). Эта схема включает несколько гидравлически связанных контуров: контур холодоснабжения 1 и контуры холо-допотребления 2.
Контур холодоснабжения состоит из испарителей 3 холодильных машин, насосов 4 испарителей, герметического бака-аккумулятора 5 и циркуляционных коллекторов — нагнетательного 6 и всасывающего 7. На циркуляционных трубопроводах установлены обратные клапаны 9.
Число контуров холодопотребления определяется количеством подключенных к системе оросительных камер. Контуры холодопотребления состоят из оросительных камер 10, циркуляционных насосов 11 оросительных камер, трехходовых смесительных клапанов 12 и трубопроводов 13, 14, 15, 16, 17. Для отключения холодоносителя от неработающих камер на трубопроводах 16
173
Рис. 70. Напорная схема холодоснабжеиия кондиционеров:
1 — контур холодоснабжеиия; 2 — контур холодопотреблення; 3 — испарители; 4 — насосы испарителя; 5 — бак-аккумулятор; 6 — нагнетательный коллектор; 7 — всасывающий коллектор; 8, 25 —клапаны с электроприводом; 9, 19 — обратные клапаны; 10 — оросительные камеры; 11—насос кондиционера; 12—трехходовой смесительный клапан; 13, 14, 15,16, 17, 27 — трубопроводы; 22, 26, 27 —ручные задвижки; 23— шаровой клапан; 24 — переливное устройство; 25 — воздушный кран; 28 — предохранительный клапан
установлены клапаны с электроприводом 18, сблокированные с пусковыми и остановочными устройствами насосов 11, а на трубопроводах 13 — обратные клапаны 19.
Водой система заполняется от водопровода через задвижку 22 и шаровые клапаны 23 в поддонах камер. Для выпуска воздуха из системы при заполнении предусмотрены воздушные краны 25, установленные в верхней точке системы и в баке-аккумуляторе холода. Опорожнение системы производится через сливы в поддонах камер задвижками 26, в нижних точках системы и бака-аккумулятора холода—через дренажные линии с задвижками 27. Для защиты системы от возможного повышения давления за счет нагревания воды в замкнутом контуре холодоснабжеиия 1 при длительной остановке на баке-аккумуляторе устанавливается предохранительный клапан 28. Циркуляцию воды в контуре
174
холодоснабжения 1 осуществляют насосы 4 через испарители 3, бак-аккумулятор 5 и трубопровод 7. Количество холодильных машин определяется холодопотреблением системы и ограничивается датчиком температуры холодоиосителя, установленным в баке-аккумуляторе.
Для предотвращения циркуляции холодоиосителя через отключенные испарители установлены задвижки с электроприводом 8, сблокированные с пусковыми устройствами насосов 4. Вместо задвижек с электроприводом могут устанавливаться ручные задвижки и обратные клапаны на нагнетательных линиях насосов. В случае отключения всех испарителей 3 и их насосов 4 для использования запаса холода в баке-аккумуляторе установлен обратный клапан 9, который обеспечивает нужное направление циркуляции холодоиосителя в контуре 1 только за счет насосов оросительных камер 11.
Циркуляцию холодоиосителя в контурах 2 обеспечивают насосы камер 11. Они забирают воду из поддонов камер 20 и подают ее по трубопроводу 13 во всасывающий трубопровод 7, а по трубопроводу 14 — на трехходовой смесительный клапан 12, где в случае необходимости происходит ее смешение с охлажденной водой, подаваемой из нагнетательного трубопровода 6 по трубопроводу 15. После трехходового смесительного клапана 12 вода (необходимой температуры) по трубопроводу 16 поступает к форсункам оросительных камер. Так как число оросительных камер 10, подключенных к системе, в процессе работы может меняться, то и гидравлический режим системы изменяется, что приводит к нарушению равенства расходов воды, разбрызгиваемой в камерах и откачиваемой из поддонов насосами 11. Уравнительная линия 21 предотвращает сброс холодоиосителя через переливные устройства одних камер и подпитку через шаровые клапаны 23 в поддонах других камер. Она способствует выравниванию уровней во всех поддонах. Обязательным условием для применения данной схемы является установка кондиционеров с переливными устройствами на одном уровне.
При отключении одной или нескольких оросительных камер 10 с их насосами // для исключения подачи холодоиосителя в эти камеры одновременно с остановкой насосов 11 перекрываются клапаны с электроприводом 18, сблокированные с насосами камер. Подаче холодоиосителя в поддоны 20 через трубопроводы 17 препятствуют обратные клапаны 19.
На рис. 71 представлена закрытая схема двухтрубной системы холодоснабжения местных воздухоохладителей-доводчиков, установленных в многоэтажном здании, и воздухоохладителя центрального кондиционера, подающего первичный воздух к местным кондиционерам.
Терморегулятор Т, воздействующий на трехходовой смесительный водяной клапан Кб, поддерживает постоянство температуры подаваемой воды. Системы питания поверхностных
175
Рис. 71. Закрытая схема двухтрубной системы холодоснабжения местных доводчиков и центрального кондиционера:
1 — испаритель; 2 — насос испарителя; 3 — подающие трубопроводы; 4 — обратные трубопроводы; 5 — переливная труба; 6 — расширитель; 7 — поверхностные воздухоохладители-доводчикн; 8—поверхностный воздухоохладитель кондиционера; 9— камера орошения кондиционера; 10 — проходные регулирующие клапаны; 11 — трехходовой регулирующий клапан; 12 — раковина; 13 — регулятор расхода; 14 — воздушная линия; 15 — перепускной трубопровод; 16 — герметический бак; 17 — циркуляционный насос; 18 — калорифер; К1 ~ Кб — водяные клапаны; Т — терморегулятор
воздухоохладителей-доводчиков 7 местных кондиционеров и поверхностного воздухоохладителя центрального кондиционера 8 присоединяются последовательно к испарителю / холодильной станции. Для сокращения продолжительности работы холодильной машины необходимо использовать холодный наружный воздух как источник холода. В холодный период закрываются клапаны /С/, К2 и К4 и открываются клапаны КЗ и Кб. Тогда вода перекачивается насосом 2 через воздухоохладитель 8, выполняющий в холодное время года функции водоохладителя, в котором вода охлаждается наружным воздухом.
В местные кондиционеры вода поступает через открытые клапаны Кб и Кб. Воздухоохладитель 8 устанавливается в центральном кондиционере и через него воздух проходит с положительной, незначительно колеблющейся температурой. Насос 17 в период охлаждения воды может не работать. Воздухоохладитель 8 может быть использован для охлаждения воды, подаваемой к воздухоохладителям-доводчикам в переходный период года. Он
176
должен быть обеспечен защитой от замораживания в зимнее время. Кроме двухтрубной системы холодоснабжения воздухоохладителей-доводчиков применяются трех- и четырехтрубные, рассольные и другие системы холодоснабжения.
§ 43. Источники холода для систем кондиционирования воздуха
При проектировании СКВ в районах с сухим и жарким климатом следует применять прямое, косвенное или комбинированное (двухступенчатое) испарительное охлаждение воздуха, если эти способы обеспечивают заданные параметры воздуха.
В большинстве случаев для работы СКВ необходимы естественные или искусственные источники холода. К числу естественных источников относятся холодная вода из артезианских скважин или горных рек. Использование этих источников экономически целесообразно в тех случаях, когда температура воды, служащей холодоносителем, позволяет получить необходимые параметры воздуха при нагреве воды не менее чем на 3°С.
В отдельных случаях для небольших СКВ, расходующих до 150 тыс. ккал/ч холода, можно использовать лед, заготавливаемый путем намораживания воды в бунтах или получаемый из водоемов. Этот способ применяется только в северо-восточных районах Союза тогда, когда намораживают и хранят лед непосредственно вблизи потребителя. Прямой контакт между льдом из бунтов или водоемов и воздухом, подаваемым в помещения, не допускается по санитарно-гигиеническим соображениям. Поэтому необходимо льдом охлаждать воду, циркулирующую в поверхностном водовоздушном теплообменнике.
Наиболее распространено получение холода от искусственных источников — холодильных машин. Машинное охлаждение — это способ получения холода за счет изменения агрегатного состояния холодильного агента (кипения его при низких температурах с отводом от охлаждаемой среды необходимой для этого теплоты парообразования). Для последующей конденсации паров холодильного агента требуется предварительно повышать их давление и температуру. По способу повышения давления и температуры паров перед их конденсацией различают такие типы холодильных машин:
компрессионные — со сжатием паров компрессором с затратой механической энергии;
абсорбционные — с поглощением паров соответствующим абсорбентом и выделением их выпариванием раствора с затратой тепловой энергии;
эжекторные — в которых одновременно осуществляется два цикла: прямой — с превращением подводимой тепловой энергии в механическую и обратный — с использованием механической энергии для производства холода.
177
§ 44. Холодильные агенты
Холодильные агенты — это рабочие вещества паровых холодильных машин, которые вследствие кипения при низких температурах отводят тепло от охлаждаемой среды и передают его в процессе последующей конденсации паров охлаждающей среде при сравнительно высоких температурах.
Основные требования, предъявляемые к холодильным агентам:
низкие температуры кипения при давлениях выше атмосферного (во избежание подсоса воздуха);
умеренные температуры и давления паров при их конденсации;
достаточно большая теплота парообразования кипящей жидкости при малых удельных объемах паров;
малая теплоемкость жидкости и высокие коэффициенты теплопроводности и теплопередачи;
низкая температура затвердевания и высокая критическая температура;
нетоксичность, т. е. безвредность для человека.
Ни один из существующих в настоящее время холодильных агентов не удовлетворяет в полной мере всем перечисленным выше требованиям.
Наиболее широко применяются в паровых компрессионных машинах, предназначенных для холодоснабжеиия систем кондиционирования воздуха, холодильные агенты хладон-12 и хладон-22 (фреоны).
Хладон-12 — дифтордихлорметан (CF2CI2)—не горит, не взрывоопасен, не имеет цвета и запаха и практически безвреден для человека (при отсутствии соприкосновения с открытым огнем). Хладон-12 нейтрален к металлам.
Хладон-22 (CHF2CI) обладает теми же свойствами, что и хладон-12. Несмотря на увеличенное давление конденсации при одинаковых температурах по сравнению с хладоном-72 применение хладона-22 повышает экономичность работы холодильной машины благодаря увеличенной объемной холодопроизводительности.
Аммиак в качестве холодильного агента в паровых машинах СКВ не применяется. Допускается использование холода, выра< батываемого аммиачными машинами, только для СКВ, обслуживающих производственные помещения, при наличии технологических потребителей холода либо при потребности в холоде не менее 9 млн. ккал/ч. В обоих случаях холодоснабжение кондиционеров следует проектировать с закрытыми водяными системами.
В абсорбционных бромисто-литиевых и в паро-эжекторных машинах холодильным агентом служит вода.
178
§ 45. Холодоносители
В качестве холодоносителя для передачи холода, выработанного холодильной машиной, к кондиционерам, как правило, служит вода. Минимальная температура воды на выходе из хладоновых машин, оборудованных кожухотрубными испарителями, согласно строительным нормам должна быть не ниже 6°С.
В отдельных случаях (при кондиционировании воздуха для технологических нужд), когда по расчетам СКВ необходимо охлаждение воздуха до низких температур, в качестве холодоносителя используются водные растворы солей (рассолы). Наибольшее применение получили растворы хлористого натрия (NaCl) и хлористого кальция (СаС12).
Свойства рассолов зависят от концентрации соли в растворе. С увеличением концентрации соли температура замерзания рассола понижается, но это происходит до определенной концентрации (криогидратной точки). Дальнейшее увеличение концентрации раствора приводит к повышению температуры замерзания.
При 10%-ной концентрации NaCl в растворе температура замерзания его —16,2°С, а при концентрации 23,1% (по массе) — температура замерзания —21,2°С (криогидратная точка). В практике температуру замерзания раствора принимают на 5—8°С ниже температуры кипения хладоагента. Поэтому растворы NaCl применяют в установках, где охлаждаемая среда (рассол) должна иметь температуру не ниже —15°С. Для более глубокого охлаждения среды применяют растворы СаС12 и др.
Концентрация рассола, определяемая ареометром, всегда должна соответствовать режиму работы холодильной установки.
В автономных кондиционерах воздухоохладитель используется как испаритель холодильной машины, и функции холодоносителя выполняет непосредственно холодильный агент — хладон.
Холодильные машины производительностью до 150 тыс. ккал/ч, имеющие устройства регулирования, допускается применять для непосредственного питания воздухоохладителей кондиционеров хладоном при следующих условиях:
каждая холодильная машина должна соединяться с группой воздухоохладителей независимым трубопроводом, не сообщающимся с другими машинами;
компрессорно-конденсаторные агрегаты должны размещаться на расстоянии не более 10 м от воздухоохладителей;
в холодильной машине и аппаратуре, обслуживающей данное помещение, должно содержаться не более 0,5 кг хладона-12 и 0,35 кг хладона-22 на 1 м3 помещения.
179
§ 46. Принципиальная схема парокомпрессионной холодильной установки
Для получения искусственного холода в СКВ наибольшее применение получили паровые компрессионные хладоновые холодильные установки. Такая установка состоит из следующих основных частей: испарителя, компрессора, конденсатора и регулирующего вентиля, соединенных между собой последовательно трубопроводами, образующими замкнутую систему.
Принципиальная схема парокомпрессионой холодильной установки приведена на рис. 72. Принцип ее работы следующий. В испарителе 2 жидкий холодильный агент «кипит» при низкой температуре испарения, отнимая тепло для своего испарения от охлаждаемой среды (воды или рассола). В небольших установках испаритель может быть использован как воздухоохладитель. В этом случае тепло, затрачиваемое на испарение холодильного агента, отводится непосредственно от охлаждаемого воздуха. Компрессор 1 отсасывает из испарителя 2 пары холодильного агента, сжимает их и при повышенном давлении и температуре (вследствие сжатия) нагнетает в конденсатор 9. В конденсаторе пары сжижаются, отдавая теплоту конденсации охлаждающей среде (воде, воздуху). Жидкий холодильный агент из конденсатора 9 через регулирующий вентиль 6, в котором происходит снижение давления холодильного агента от давления конденсации до давления испарения, снова поступает в испаритель 2. Затем цикл повторяется.
Рис. 72. Принципиальная схема парокомпрессионной холодильной установки: ! — компрессор; 2 — испаритель; 3 — отепленная вода от кондиционера; 4 — холодная вода к кондиционеру; 5 — трубопровод с жидким хладоагентом; 6 — регулирующий вентиль; 7 — охлаждающая вода в конденсатор; в — нагретая вода из конденсатора; S — конденсатор;
10 — трубопровод с парообразным хладоагентом
180
В контуре холодильной установки холодильный агент не расходуется, поскольку цикл работы замкнутый. Холодильный агент подвергается только фазовым преобразованиям, т. е. изменяет свое агрегатное состояние из жидкого в парообразное в испарителе 2 и снова в жидкое — в конденсаторе 1.
§ 47. Режим работы холодильной установки
Исходными данными для расчета холодильной установки является количество холода, которое она должна выработать для СКВ. Оно зависит от режима работы установки, который определяется четырьмя основными температурами /и, tBC, tK и tn:
tn— температура испарения холодильного агента, которая для обеспечения теплопередачи в испарителе принимается на 4—6°С ниже средней температуры охлаждаемого воздуха или промежуточного холодоносителя (воды, рассола). Температура испарения обусловлена заданным процессом термовлажностной обработки воздуха в кондиционере и определяется по формуле
^к+2 tw*----(4-=-6)°С, (143)
где twn и twn — соответственно температуры воды на входе и выходе из испарителя. (С понижением температуры испарения хла-доагента холодопроизводительность установки уменьшается);
tBC — температура всасывания паров хладоагента в цилиндр компрессора (температура перегрева). Для обеспечения «сухого хода» компрессора она принимается для хладоновых машин на 15—30°С выше tB, в зависимости от режима работы, т. е.
4с = *и + (15 4-30)°С; (144)
tn — температура конденсации холодильного агента, которая для обеспечения теплопередачи в конденсаторе должна быть на 3—5°С выше средней температуры среды, охлаждающей конденсатор. В большинстве случаев для охлаждения конденсаторов проектируют системы оборотного водоснабжения с вентиляторными градирнями либо брызгальными бассейнами. Воздушное охлаждение конденсаторов применяется только для машин с небольшой холодопроизводительностью. Подогрев охлаждающей воды в конденсаторе обычно принимают в пределах 3—5°С. Температуру конденсации паров холодильного агента в конденсаторе определяют по формуле
tK = + + (3 5)оС (145)
С повышением температуры конденсации tK холодопроизводительность машины уменьшается;
tn — температура переохлаждения жидкого холодильного агента перед регулирующим вентилем, которая принимается на
181
3—5°С ниже температуры конденсации и определяется по формуле
fn = /K-(3-^-5)cC. (146)
Для повышения температуры всасывания tEC с целью осушки паров холодильного агента, поступающих в компрессор, на всасывающем трубопроводе устанавливается теплообменник, в котором осуществляется перегрев паров жидким хладоном, поступающим из конденсатора в испаритель. Таким образом, одновременно с перегревом паров происходит переохлаждение жидкого хладона, что способствует повышению холодопроизводительности и коэффициента полезного действия установки.
§ 48. Холодопроизводительность установки
Количество тепла, которое холодильная установка отнимает в испарителе от охлаждаемой среды в течение часа, называется холодопроизводительностью установки. Она выражается в килокалориях в час и обозначается Qx.
Различают массовую (q0) удельную холодопроизводительность 1 кг циркулирующего в машине хладоагента и объемную удельную холодопроизводительность 1 м3 паров хладоагента. Следовательно, q0 = qvV0 ккал/кг или qv = qo/vo ккал/м3, где vo — удельный объем пара, засасываемого компрессором, м3/кг.
Часовая холодопроизводительность установки определяется количеством циркулирующего через испаритель хладоагента в час (Схл, кг/ч), умноженным на массовую удельную холодопроизводительность (<7о, ккал/кг) хладоагента, следовательно
Qx=Qxrt0- (147)
Она может быть определена произведением
= (148)
где оп — действительный объем паров хладоагента, засасываемого компрессором, м3/ч; qv — объемная удельная производительность по холоду, ккал/м3.
Действительный объем паров хладоагента vn можно выразить через объем цПорш, описываемый поршнем компрессора, и коэффициент подачи компрессора:
= ^®порш» (149)
где X — коэффициент подачи компрессора, учитывающий все объемные потери в компрессоре.
Коэффициент подачи Z характеризует уменьшение производительности компрессора по холоду в действительном процессе по
182
сравнению с теоретическим. Он определяется по индикаторной диаграмме при испытании компрессора и приводится в его техническом паспорте. Коэффициент подачи А зависит от типа компрессора, объема мертвого пространства цилиндра, диаметра цилиндра, хода поршня и частоты вращения. Для предварительных расчетов его можно определять по формуле
Х=Х1Х2Х3Х4, (150)
где л, — объемный коэффициент, учитывающий влияние объема мертвого пространства и степень сжатия паров в цилиндре, который определяется по формуле
1,-1 —с
— 1 ,
(151)
Рч | т Ри /
где С — коэффициент вредного пространства, который принимается для крупных компрессоров 0,02 и для мелких — 0,05; т — показатель политропы, который принимается для хладоновых компрессоров равным 0,9—1,1; рк — давление конденсации, кгс/см2; ри — давление испарения, кгс/см2;
Аг — коэффициент подогрева, характеризующий взаимодействие теплообмена паров хладоагента со стенками цилиндра. Для вертикальных и V-образных компрессоров он определяется по формуле
^2 = П/^К; (152)
Лз — коэффициент дросселирования, учитывающий уменьшение количества засасываемых паров вследствие сопротивления при всасывании и нагнетании. Для температур испарения до —30°С его принимают равным 0,94—0,97;
/.4 — коэффициент плотности, учитывающий утечки паров через неплотности в поршневых кольцах и клапанах, его принимают 0,96—0,98.
Объем паров, описываемый поршнем в час, определяется размерами цилиндра и частотой вращения вала по формуле
®порш = -^-snz 60,
где D — диаметр цилиндра, м; s — ход поршня, м; п — частота вращения вала, об/мин; z —число цилиндров.
Следовательно, холодопроизводительность может быть определена по формуле
(153)
Qx (154)
откуда объем паров, описываемый поршнем, для заданной холодопроизводительности
Qx
®порш —
(155)
183
В каталогах приводятся холодопроизводительности установок, как правило, при стандартных режимах работы. В практике холодильные установки работают при режимах, заданных технологическими и эксплуатационными условиями. Эти рабочие условия отличаются от стандартных. Поэтому производительность установки по холоду в рабочих условиях отличается от указанной в каталогах. Зависимость между рабочей Ораб и стандартной Qct холодопроизводительностью выражается уравнениями
_ *раб?г>раб
Чраб Чет ,
(156)
(157)
где ?»раб — удельная холодопроизводительность 1 м3 паров хла-доагента при рабочих условиях; qVcr— удельная холодопроизводительность 1 м3 паров хладоагента при стандартных условиях.
По этим формулам можно пересчитать холодопроизводительность установки с одних температурных условий на любые другие.
Стандартным условиям соответствуют следующие значения температур:
/вс=15°С; /и = —15°С; /к =+ЗОСС и /п=+25сС.
§ 49. 1g р—i-диаграмма и ее применение в расчетах холодильных установок
При расчетах рабочего холодильного процесса исходят из условия установившегося теплового состояния холодильной установки, когда в единицу времени через каждый ее элемент (компрессор, конденсатор, регулирующий вентиль и испаритель) проходит постоянное количество хладоагента. Расчет такого процесса заключается в определении количества отводимого от конденсатора и подводимого к испарителю тепла при условии постоянных температур (tK и tK) и давлений (ри и рк), а также в определении количества тепла, полученного в результате сжатия паров в компрессоре. Все эти величины в Т—S-диаграмме выражаются площадями, измерять которые планиметром при расчетах холодильного процесса не совсем удобно. Поэтому для упрощения тепловых расчетов холодильного процесса применяется 1g р — i-диаграмма (рис. 73). На ее горизонтальной оси отложены значения энтальпии холодильного агента в килокалориях, а на вертикальной — давления р в килограмм-силах на квад-
184
Рис. 73. 1g р—i-диаграмма и ее построение
ратный сантиметр в логарифмическом масштабе для лучшего использования площади диаграммы. Следовательно, сетка диаграммы образована изобарами (р = const) и изоэнтальпами (i=const). На диаграмме нанесены левая (Х=0) п правая (X = 1) пограничные кривые, между которыми находится область влажного пара. Левая пограничная кривая отделяет область влажного пара от области переохлажденной жидкости. На этой кривой паросодержание равно нулю (X = 0). Правая пограничная кривая насыщенного пара отделяет область влажного пара от области перегретого пара. На ней паросодержание равно 1 (X = 1). Правая и левая пограничные кривые сходятся в критической точке К. Изотермы (t = const) в области влажного пара расположены параллельно горизонтальной оси и совпадают с изобарами. В области перегретого пара они круто опускаются вниз, а в области переохлажденной жидкости круто поднимаются вверх.
Изоэнтропы (s = const) — восходящие кривые, расположенные под углом к горизонтали. На диаграмме нанесены также кривые постоянного объема пара хладоагента — изохоры (и0 = — const).
Основным преимуществом 1g р — i-диаграммы перед Т — S-диаграммой является то, что количество работы А1 и количество тепла характеризуются соответственно отрезками изоэнтропы и изобары, а не площадью, как это принято на Т — S-диаграмме; 1g р — i-диаграммы строят отдельно для каждого холодильного агента.
Построение на 1g р — i-диаграмме рабочего процесса холодильной установки приведено на рис. 74. Заданными величинами для расчета процесса являются: часовая холодопроизводительность машины Qx, ккал/ч, и режим ее работы, характеризуемый температурами ta, tK, tn и /ЕС. Холодильный агент — хладон-12. Как правило, в практических расчетах пользуются только тремя температурами: tK, tK и tn.
185
Рис. 74. Построение рабочего процесса холодильной установки на 1g р — i-диаграмме
По заданным температурам и соответствующим им давлениям можно построить холодильный процесс.
На правой пограничной кривой находят точку 1, руководствуясь заданной температурой испарения хладоагента £п=^. Из этой точки проводят адиабату, характеризующую сжатие сухих паров в компрессоре до пересечения с прямой, характеризующей постоянное давление в конденсаторе рк, которое определяется заданной температурой конденсации хладоагента tK. В результате находят точку 2, характеризующую параметры паров хладоагента на выходе из компрессора.
Из точки 2 проводят изобару 2—3, изображающую процесс в конденсаторе и переохладителе (теплообменнике), протекающий при постоянном давлении рк. Положение точки 3 определяется заданной температурой переохлаждения и давлением рк. Прямая 2—3 пересекает кривые X = 1 и X = О в точках 2' и 3'. Участок 2—2' характеризует охлаждение перегретых паров в конденсаторе (изобара), участок 2'—3' — конденсацию паров с отводом от них тепла к охлаждающей среде (изотерма и изобара), участок 3'—3 — переохлаждение жидкого холодильного агента в переохладителе (теплообменнике) до температуры in более низкой, чем температура конденсации (изобара).
Из точки 3 проводят вертикальную прямую 3—4, характеризующую процесс дросселирования в регулирующем вентиле с падением температуры и давления холодильного агента при постоянной энпальпии 1з = i«.
Из схемы процесса находят: в точке 1 — энтальпию 6, ккал/кг; удельный объем паров Oi, м3/кг; давление pi, кгс/см2; в точке 2 — энтальпию /г, ккал/кг; давление рг, кгс/см2; в точке 3 — энтальпию is, ккал/кг; в точке 3' — энтальпию is', ккал/кг; в точке 4 — энтальпию i4, ккал/кг.
Отрезок между проекциями точек 2 и 1 на ось абсцисс (разность энтальпий «г—ч) представляет собой расход тепловой
186
энергии на сжатие 1 кг паров хладоагента в компрессоре, т. е. работу компрессора, ккал/кг
Д1 = 12 — it. (158)
Отрезок 2—3, равный разности энтальпий 12—13, представляет собой то количество тепла, которое необходимо отнять в конденсаторе и переохладителе от каждого килограмма паров хладоагента, ккал/кг:
<7к = *2~ *3- (159)
Отрезок 3—4 соответствует процессу дросселирования хладоагента в дросселирующем вентиле при постоянной энтальпии 1з = й.
Отрезок 4—1, равный разности i\ — it, представляет собой теоретическую холодопроизводительность каждого килограмма хладоагента в испарителе, т. е. количество тепла, отнимаемое им от охлаждающей среды, ккал/кг:
9и = Ч —(160)
Для расчетов можно весь процесс на 1g р— i-диаграмме не изображать, а отметить только узловые точки процесса (/, 2, 3, 4) и выписать из диаграммы необходимые значения энтальпии.
Наряду с тепловыми диаграммами при расчетах холодильных процессов пользуются также таблицами термодинамических свойств холодильных агентов. В приложении 25 приведена таблица для хладона-12.
Количество холодильного агента, кг/ч, циркулирующего при заданной холодопроизводительности машины, определяется по формуле
бхл = —= (161)
АЛ , \ /
Чп — Ч
Объем циркулирующего хладоагента, м3/ч, составляет
ахл = С?хлт>1, (162)
где Vi — удельный объем засасываемого компрессором пара, м3/кг, который определяется по 1g р — i-диаграмме или по таблицам, приводимым в специальной литературе.
Теоретическая работа компрессора, необходимая для холодильного процесса, ккал/ч
л/=схл(22-ч), (163)
а теоретическая мощность компрессора, кВт, определится по формуле
lVTeop= °Хл(8ёР~- (164)
187
Эффективность холодильного процесса оценивается теоретическим холодильным коэффициентом g, который представляет собой отношение количества тепла, отнятого от охлаждающей среды, к количеству тепла, затраченного на работу компрессора.
Теоретический холодильный коэффициент определяется по формуле
(165)
Работу, затрачиваемую в компрессоре, ккал/ч, можно выразить через холодильный коэффициент:
(166)
*теор
Следовательно, теоретическую мощность компрессора, кВт, можно определить по формуле
•^Te°p = 860$теор 67 >
Обычно выражение 860 gTeOp обозначается через Кт и называется теоретической удельной холодопроизводительностью машины, т. е. 7<т=860 £теор, ккал/(кВт-ч). Тогда теоретическая мощность компрессора, кВт, определится по формуле
Меор-^-. (168)
Индикаторный КПД компрессора
т,, = Х2 + О,ОО25/и. (169)
Тепловая нагрузка на конденсатор, ккал/ч
QK = Gx^i2-i3)- (170)
Тепловая нагрузка на переохладитель, ккал/ч
Сп=Пхл(«3'-1з)- (171)
Объемная удельная холодопроизводительность хладоагента, ккал/м3, определится по формуле
= = (172)
§ 50. Оборудование парокомпрессионных холодильных установок
Парокомпрессионная холодильная установка состоит из компрессора, конденсатора, испарителя, маслоотделителя, ресивера и другой вспомогательной аппаратуры и арматуры.
188
Компрессор является основным элементом холодильной установки. Он предназначен для отсасывания паров хладоагента из испарителя и для сжатия паров перед подачей в конденсатор. Наибольшее распространение получили поршневые компрессоры.
На рис. 75 приведена принципиальная схема вертикального прямоточного компрессора. Нижняя часть компрессора называется картером 1, который снабжен крышкой 4. К картеру примыкают цилиндры 13, внутри которых перемещаются поршни 6. Верхняя часть цилиндра закрыта крышкой 11, внутри которой расположена перемычка 12, удерживаемая в своем гнезде буферной пружиной 10.
Поршень 6 — проходной. Отверстия для пропуска холодильного агента оборудованы всасывающими клапанами 7. Нагнетательный клапан 8 расположен в отверстиях перегородки. Возвратно-поступатель-
Рис. 75. Принципиальная схема вертикального прямоточного компрессора:
1 — картер; 2 — коленчатый вал; 3 — кривошип; 4 — крышка картера; 5 — шатун; 6 — поршень: 7 — всасывающие клапаны; 8 — нагнетательные клапаны; 9— ребра; 10— буферная пружина; 11— крышка цилиндра;
12 — перемычка; 13 — цилиндр; 14 — маховое колесо
ное движение поршня обеспечивается с помощью шатунно-кривошипного механизма, состоящего из шатуна 5 и кривошипа 3,
являющегося частью коленчатого вала 2. На выступающем конце вала установлено маховое колесо 14.
Сжатие паров холодильного агента сопровождается значительным повышением его температуры. Поэтому для охлаждения рабочей полости цилиндра и нагнетательной камеры либо предусмотрена охлаждаемая рубашка, либо (при воздушном охлаждении) цилиндр и нагнетательная камера имеют ребра 9.
В приложении 26 приведены технические характеристики
хладоновых компрессоров, выпускаемых заводами и применяемых в системах кондиционирования воздуха. Марка компрессора обозначает следующее: первая буква характеризует род хладоагента (Ф — хладоновый); вторая буква означает вид исполнения (расположение цилиндров): Г — горизонтальное, В — вертикальное, У — под углом, УУ — радиальное (звездообразное); цифра — примерную холодопроизводительность в тысячах кило-
189
калорий в час. Например, марка ФУ-40 — хладоновый компрессор с У-образным расположением цилиндров и холодопроизводительностью около 40 000 ккал/ч.
Пример 26. Определить рабочую холодопроизводительность хладоновой холодильной машины, работающей на хладоне-12 при режиме /и = +5, tK = +35 и /п = +30°С, если стандартная производительность машины по холоду при режиме /и = —15, tK — +30 и in = +25°С составляет =
= 10 000 ккал/ч.
Решение. Предварительно по 1g р — i-диаграмме или по таблицам термодинамических свойств хладона-12 (приложение 25) находим:
для стандартных условий ta = —15°С, ри = 1,86 кгс/см2 и tK = +30°С, рк = 7,59 кгс/см2;
для рабочих условий iH = +5°С, ри = 3,7 кгс/см2 и tK = +35°С, рк = = 8,63 кгс/см2.
Определяем коэффициенты подачи компрессора X по формулам (150), (151) и т. д.:
для стандартных условий (значение показателя политропы пг принято
равным единице)
= 1 - 0,05^ 7,59 -
1 1 1,86
1 = 0,85;
273—15 = 0 95
273 + 30
л3 = 0,95 и 7.4 = 0,97;
Хет = 0,85-0,85-0,95-0,97 = 0,67;
для рабочих условий
)-! = !- 0,051.8’63- — 1 ) = 0,93;
\ 3,7 /
273 + 5 _ л q.
273 + 35
7.3 — 0,95 и 7.4 = 0,97;
Араб = 0,93-0,9-0,95-0,97 = 0,77.
Строим холодильный процесс на 1g р — i-диаграмме (см. рис. 74) и по таблице приложения 25 находим энтальпию и удельные объемы пара в узловых точках процесса i( и i4.
Определяем объемные удельные холодопроизводительности хладона-12 по формуле (172):
для стандартных условий при минусовом режиме = —15, in = +25°С qv = ‘t — = 135-32~ 105'75 = 318 ккал/м3;
ь(
для рабочих условий при плюсовом режиме in = 5, ta = 30°С
gv = 137.56-106.9_5 = 624 3
4 ₽аб г/, 0,049 '
Определяем рабочую холодопроизводительность холодильной машины по формуле (156)
Qpa6 = Qc/",pa6'lp.^. = 10 000—•-°-7-L = 22 400 ккал/ч. 318-0,67 '
I
| поры хмВоагета
Рис. 76. Горизонтальный кожухотрубный конденсатор:
1 — вентиль для спуска масла и грязи; 2 — отверстие для спуска воды; 3 — трубные решетки; 4 — место установки манометра; 5 — корпус; 6 — трехходовой запорный вентиль с двумя предохранительными клапанами; 7 — крышка; 8— ребра; 9— трубки; 10— указатель уровня
Из примера видно, что холодопроизводительность установки значительно увеличивается при переводе ее работы со стандартного минусового режима на режим для условий кондиционирования воздуха, а именно в 2,24 раза.
Конденсатор — это теплообменный аппарат, в котором происходит переход паров холодильного агента в жидкое состояние за счет отнятия скрытой теплоты парообразования.
Охлаждающей средой в конденсаторе служит вода или воздух, поэтому конденсаторы бывают с водяным или воздушным охлаждением.
Горизонтальный кожухотрубный конденсатор (рис. 76) состоит из цилиндрического стального корпуса (кожуха) 5, внутри которого расположено большое число отдельных бесшовных трубок 9 диаметром 25 и 38 мм. Трубки развальцованы в трубные решетки 3, приваренные к торцовым частям цилиндрического корпуса. Конденсатор снабжен двумя чугунными крышками 7 с ребрами-перегородками 8, благодаря которым вода проходит по трубкам конденсатора в несколько (6—8) ходов. Подвод и отвод воды осуществляется через патрубки, которыми снабжена одна из крышек.
Холодильный агент поступает в межтрубное пространство, где конденсируется, а по трубкам протекает вода под давлением. Пары хладоагента поступают сверху, а жидкий хладоагент выходит снизу.
Кожухотрубные конденсаторы, охлаждаемые водой, имеют интенсивную теплопередачу и наименьшую металлоемкость, но их трудно очищать от осадков, поэтому охлаждающая вода для
191
них должна быть чистой и нежесткой. Скорость движения воды в конденсаторах принимается в пределах 1,5—2 м/с.
В конденсаторе с воздушным охлаждением применяются оребренные трубки, которые обдуваются воздухом. Холодильная установка с воздушными конденсаторами обычно работает при более высоком давлении конденсации, чем установка, имеющая конденсатор с водяным охлаждением. Скорость воздуха, подаваемого вентилятором для охлаждения конденсатора, обычно составляет 3—4 м/с.
Технические характеристики конденсаторов приведены в приложении 27.
Расчет конденсаторов сводится к определению их теплопередающей поверхности и количества охлаждающей воды или воздуха Требуемая поверхность конденсатора определяется по формуле
р ___ Qk 6?xl(z2 ;'з) /1731
где QK — тепловая нагрузка конденсатора, т. е. количество тепла, отводимого от хладоагента в конденсаторе, ккал/ч, определяемая по формуле (170); kK — коэффициент теплопередачи конденсатора, ккал/(м2-ч-°С); Д/л — средняя логарифмическая разность температур между парами хладоагента и охлаждающей средой, которая определяется по формуле
Д/л = (1 74)
О 1 I» Д^1
где Д/1 и Д/2 — разность температур в начале и в конце теплообмена, °C.
В практике расчета холодильных установок по технико-экономическим соображениям температуру конденсации принимают на 3—5°С выше средней температуры охлаждающей воды в конденсаторе. Разность температур охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора обычно принимают 3—5°С.
Коэффициенты теплопередачи для горизонтальных кожухотрубных конденсаторов с водяным охлаждением kK— =3504-550 ккал/(м2-ч-°С), с воздушным охлаждением Лк= =254-35 ккал/(м2-ч-°С). Значения коэффициентов отнесены к оребренной поверхности конденсаторов.
Расход воды для охлаждения конденсатора, м3/ч, определяется по формуле
Wв =------т------------, (175)
где Cw — удельная теплоемкость воды, ккал/(кг-°C); yw— плотность воды (1000 кг/м3); tW2— twt— нагрев воды в конденсаторе (Д£=3—6°С); 1,1 — коэффициент запаса (10%), учитывающий непроизводительные потери.
192
Пример 27. Определить требуемую поверхность и подобрать кожухотрубный конденсатор для хладоновой холодильной машины производительностью по холоду Qx = 100 000 ккал/ч, работающей на хладоне-12 при ta = = +15°С: индикаторная мощность, потребляемая компрессором, NK — 30 кВт. Найти расход воды для охлаждения конденсатора, если температура поступающей воды на конденсатор twt = 28°С.
Решение. Принимаем нагрев воды в конденсаторе на 4°С и находим температуру уходящей воды
tw2 = 28 + 4 = 32°С.
Определяем температуру конденсации хладоагента по формуле (145) / - / л. ц — 28-4-32
-_____ +- 5 = 35°С.
1к — ср
Тепловой эквивалент мощности, потребляемой компрессором, определяем по формуле (57)
<2э = 860 30 = 25 800 ккал/ч.
Находим тепловую нагрузку конденсатора
QK = 100 000 + 25 800 = 125 800 ккал/ч.
Определяем среднюю лагорифмическую разность температур по формуле (174)
Д^л = (35' 28) (35 32) _
2 3 1g 35 — 28
’ 8 35 - 32
Принимаем коэффициент теплопередачи для хладонового горизонтального кожухотрубного конденсатора
kK = 450 ккал/(м2
°C
Определяем требуемую поверхность конденсатора по формуле (173):
F = 125 800 = 59 5 г
45U-4.7
Принимаем по приложению 27 конденсатор 65-КТГ с поверхностью теплообмена 65 м2.
Расход воды на конденсатор по формуле (175) составит
125 800-1,1 с ,, IV,, =----------’---= 34,6 м3/ч.
(32 —28)-1000 '
Испаритель является теплообменным аппаратом, в котором происходит испарение холодильного агента за счет тепла, воспринимаемого им от охлаждаемой среды (воды, рассола, воздуха).
Для СКВ преимущественно применяются кожухотрубные испарители, которыми комплектуются хладоновые холодильные установки.
7 142
193
1— передняя крышка; 2— трубные решетки; 3 — кожух; 4— штуцер для выпуска воздуха;
5 — сухопарник; 6 — предохранительный клапан; 7 — задняя крышка; 8 — трубки; 9 — штуцер для спуска осадков
Горизонтальный кожухотрубный многоходовой испаритель (рис. 77) конструктивно во многом аналогичен кожухотрубному конденсатору.
Стальной горизонтальный корпус (кожух) 3 снабжен двумя трубными решетками 2, в которые ввальцованы гладкие медные трубки небольшого диаметра с ребрами. Передняя крышка 1 имеет два патрубка для подвода и отвода охлажденной среды.
Жидкий холодильный агент поступает в нижнюю часть кожуха 3, заполняет его на высоту 0,5—0,7 диаметра кожуха и кипит в межтрубном пространстве. Вода перемещается по трубке 8.
В верхней части испарителя находится сухопарник 5, через который отсасываются пары хладоагента, а также предохранительный клапан 6. Масло и загрязнения удаляются через штуцер 9.
Охлаждаемая среда (вода, рассол) проходит по трубам под напором насоса со скоростью 0,7—1,5 м/с.
Кожухотрубные испарители просты, компактны и эффективны по теплопередаче.
Расчет испарителей аналогичен расчету конденсаторов.
Требуемая теплопередающая поверхность испарителя, м2, определяется по формуле
Р __
и kKM.
(176)
где Qa—тепловая нагрузка испарителя (холодопроизводительность), ккал/ч; /гп — коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности испарителя, ккал/(м2-ч-°С); Д/л — среднелогарифмическая разность между температурами кипящего хладона и охлаждаемой средой, которая определяется по формуле
д<,=
дб — дд
2,3 1g
Аб
Дб
(177)
194
Таблица 10. Коэффициент теплопередачи испарителей
Испаритель Коэффициент теплопередачи Ли , ккал/(м±-ч.с‘С), если охлаждаемая среда
вода рассол воздух
Хладоновый кожухотрубный с гладкими неоребреннымн трубами 350-450 1050—1350 200—300 600-900 15—40 45—120
Примечание. Для испарителей, у которых поверхность теплообмена образована гладкими неоребреннымн трубами, значения kK увеличиваются в 3—3,5 раза.
где и Д/2 — разности между температурами кипения и охлаждаемой среды при выходе и входе в испаритель, °C.
Примерные значения коэффициентов теплопередачи ka для испарителей приведены в табл. 10.
Количество охлаждаемой среды (воды, рассола), м3/ч, проходящей через испаритель, определяется по формуле
цу __ _______1.1 Qu__
5 cs(tSi- tSa)ls
где cs — удельная теплоемкость охлаждаемой среды; для воды равна 1 ккал/(кг-°C), для рассола теплоемкость определяется по специальным таблицам в зависимости от концентрации; tSi — температура охлаждаемой среды, входящей в испаритель (воды, рассола), °C; tS2 — то же, выходящей из испарителя, °C; ys — плотность охлаждаемой среды, принимаемая для воды 1000 кг/м3, для рассола — в зависимости от его концентрации.
Пример 28. Определить требуемую поверхность и подобрать кожухотрубный испаритель для машины производительностью по холоду Q* — = 100 000 ккал/ч, работающей на хладоне-12, при режиме tu = +5, tK = = +35°С (см. пример 27). Найти количество воды, которое может охладить данная установка, если температура поступающей воды в испаритель 1Б = = 10°С. ‘
Решение. Принимаем среднюю температуру охлаждаемой воды на 3°С выше температуры кипения холодильного агента, т. е.
Н + t s
1 = tH + 3°C, откуда ts2 = 6°C.
Принимаем коэффициент теплопередачи от хладона к воде по табл. 10 k„ = 400 ккал/(м2-ч-°С). 4 fc-Ъ ' L
Определяем среднюю логарифмическую разнбсть температур между кипящим хладоном и водой по формуле (174)
дгл =
(10 — 5) — (6 - 5)
10 — 5
2,3 1g ------f-
’ ь 6 — 5
4
2,3-0,699 = 1 2’6°С'
7'
195
= 96 м2.
Определяем требуемую поверхность испарителя по формуле (176) р _ 100 000 " 400-2,6
Принимаем по приложению 28 испаритель 105-ИКР с поверхностью 105 м2.
Находим количество охлаждаемой воды по формуле (178)
100 000 _ он
------------- — zD Md/ Ч. (10 —6)-1000
В автономных кондиционерах широко применяется непосредственное охлаждение воздуха, проходящего через гладкотрубный или оребренный испаритель (воздухоохладитель), внутри которого циркулирует холодильный агент.
Кроме компрессора, конденсатора, испарителя и регулирующей станции (дросселирующего устройства) каждая холодильная машина имеет еще вспомогательную аппаратуру: ресивер, маслоотделитель, грязеуловитель, фильтры, отделители жидкости (осушители) и пр.
В современном холодильном оборудовании максимально унифицированы узлы и детали, агрегатированы его отдельные элементы. Это упрощает монтаж, обеспечивает компактность и облегчает эксплуатацию, так как вся установка монтируется на одном фундаменте. Нашими заводами выпускаются компрессорно-конденсаторные агрегаты (АК), испарительно-регулирующие (АИР), испарительно-конденсаторные (АИК) и др.
Рис. 78. Компрессорно-конденсаторный агрегат АК-ФВ 12:
/ — маховое колесо; 2 — реле давления; 3 — всасывающий вентиль; 4 — компрессор; 5 — конденсатор; 6 — нагнетательный вентиль; 7 — электродвигатель; 8 — место присоединения манометра
196
На рис. 78 приведен компрессорно-конденсаторный агрегат АК-ФВ-12.
В настоящее время на основе унифицированных компрессоров ФВ-20, ФУ-40, ФУУ-80 и др. выпускаются агрегатированные холодильные машины ХМ-ФВ-20, ХМ-ФУ-40 и ХМ-ФУУ-80. В комплект холодильной машины входят компрессорно-конденсаторный агрегат (АК), испарительно-регулирующий агрегат (АИР) с ресивером, теплообменником, фильтром-осушителем и система автоматического управления машиной с сигнализацией. Технические характеристики холодильных машин приведены в приложениях 29 и 30.
§ 51. Абсорбционные и пароэжекторные холодильные машины
Абсорбционные машины. В абсорбционных машинах циркулирует не только холодильный агент, как в компрессионных, но и раствор, получаемый в результате взаимодействия холодильного агента и соответствующего поглотителя-абсорбента. Холод в абсорбционной машине так же, как и в компрессионной, получается за счет кипения холодильного агента с последующей конденсацией его паров. Затем жидкий холодильный агент дросселируется регулирующим вентилем и кипит в испарителе. Из испарителя пары холодильного агента с низкой температурой поступают в абсорбер, в котором поглощаются при низком давлении слабым раствором. Выделяющаяся при этом теплота поглощения отводится охлаждающей водой. В результате абсорбции концентрация раствора увеличивается. Насос откачивает полученный крепкий раствор из абсорбера и нагнетает его в генератор. В генераторе подводимым от внешнего источника теплом крепкий раствор выпаривается при относительно высоких давлении и температуре. Выделяющиеся при этом пары направляются в конденсатор. В результате выпаривания раствор в генераторе становится слабым, дросселируется регулирующим вентилем и при пониженном давлении поступает в абсорбер для восстановления концентрации.
В абсорбционных машинах роль компрессора выполняют генератор и абсорбер с регулирующим вентилем и насосом для перекачки раствора из абсорбера в генератор.
Растворы, циркулирующие в абсорбционных машинах, состоят из двух компонентов с резко отличающимися температурами тшя при опием я пзм же давлении. Холодильным агентом служит компонент, кипящий при более низкой температуре по сравнению со вторым компонентом — абсорбентом.
В абсорбционных машинах, обслуживающих производственные потребители, в качестве холодильного агента применяют аммиак, пэры которого поглощаются водой и образуют водоам-миачный раствор.
197
Рис. 79. Принципиальная схема абсорбционной бромистолитиевой машины:
1 — конденсатор; 2 — генератор; 3 — воздухоотделитель; 4 — испаритель; 5 — вакуум-насос; 6 — абсорбер; 7 — теплообменник; 8 — насосы
В абсорбционных машинах, предназначенных для холодоснабжения СКВ, в качестве холодильного агента применяют воду, а в качестве поглотителя — водный раствор бромистого лития.
На рис. 79 изображена принципиальная схема бромистолитиевой абсорбционной холодильной машины.
ЛЪашина состоит из конденсатора /, генератора 2, абсорбера 6, испарителя 4, теплообменника растворов 7, воздухоотделителя 3, насосов 8 слабого раствора, рециркуляционной воды и смешанного раствора, вакуум-насоса 5.
В межтрубном пространстве испарителя кипит вода при остаточном давлении 5—8 мм рт. ст. и охлаждается вода, поступающая от кондиционеров (до 7°С).
Водяные пары из испарителя проходят через жалюзийную решетку, где отбирается капельная влага, и поступают в межтрубное пространство абсорбера, в котором крепкий раствор бромистого лития абсорбирует водяные пары. В процессе абсорбции выделяется тепло, которое отводится охлаждающей водой, протекающей по трубкам в абсорбере. Количество раствора, поступающего на абсорбцию, недостаточно для необходимой плотности орошения поверхности и отвода тепла абсорбции. Поэтому часть образовавшегося слабого раствора из абсорбера подмешивается к крепкому раствору, и смесь промежуточной концен
198
трации распыляется форсунками над поверхностью абсорбера.
Слабый раствор из абсорбера отбирается насосом и направляется через теплообменник, где он нагревается встречным потоком горячего крепкого раствора, в генератор. За счет тепла греющей среды раствор кипит при остаточном давлении 35— 50 мм рт. ст., которое определяется температурой охлаждающей воды, направляемой в конденсатор. Через жалюзийную решетку, ограждающую паровое пространство генератора, пары поступают в конденсатор. Тепло конденсации отводится охлаждающей водой, а конденсат по гидрозатвору сливается в испаритель. Чтобы обеспечить необходимую плотность орошения трубного пучка оросительного испарителя, вводится рециркуляция жидкости через испаритель: из испарителя рециркуляционным насосом жидкий холодильный агент подается к форсункам и распыляется над поверхностью теплообменника.
При работе бромистолитиевой машины воздух и неконденсн-рующиеся газы из аппаратов удаляются с помощью системы, состоящей из воздухоотделителя и вакуумного насоса. В воздухоотделителе, представляющем собой вспомогательный абсорбер, охлаждаемый водой с более низкой температурой (за счет смешивания с охлажденной водой), водяные пары поглощаются раствором из паровоздушной смеси, а воздух отсасывается насосом.
Благодаря низким давлениям и работе под вакуумом основные элементы бромистолитиевой машины выполняются легкими — тонкостенными. В связи с агрессивностью бромистого лития к черным металлам трубы в генераторе и абсорбере и регулирующую арматуру изготовляют из медно-никелевых сплавов либо из нержавеющей стали. Кроме того, в водный раствор бромистого лития вводятся антикоррозионные добавки.
В качестве теплоносителя для бромистолитиевой машины может применяться пар либо горячая вода. Обычно температуру пара принимают равной 115°С, что для насыщенного пара соответствует давлению 1,75 кгс/см2. Температуру горячей воды принимают 75—115°С, в зависимости от источника теплоснабжения. С повышением температуры теплоносителя (в указанных пределах) холодопроизводительность машины увеличивается.
Эффективность абсорбционных машин определяют тепловым коэффициентом цэ, численное значение которого находят по формуле
т}э= Q*’Qr, где Qx — холодопроизводительность машины, ккал/ч; Qr — количество тепла, подведенного в генератор, ккал/ч.
Тепловой эквивалент электроэнергии, затрачиваемой на работу насосов, как правило, не учитывают ввиду его незначительности. При обогреве паром f=115°C, температуре охлажденной воды 5°С и температуре охлаждающей воды 28°С расход пара
199
равен примерно 3 кг на 1000 ккал/ч холодопроизводительности машины.
Энергетические затраты в бромистолитиевых машинах выше, чем в хладоновых компрессионных. В связи с этим при действующих ценах на тепловую и электрическую энергию экономические показатели бромистолитиевых машин ниже соответствующих показателей компрессионных машин. Однако при наличии отбросного тепла на предприятиях применять бромистолитиевые машины экономичнее. К достоинствам этих машин относятся: незначительный уровень шума; отсутствие движущихся частей (за исключением насосов); возможность размещения на открытых площадках; широкий диапазон регулирования холодопроизводительности.
Отечественная промышленность изготовляет бромистолитиевые машины модели АБХМ-2,5 производительностью 2,5 млн. ккал/ч.
Пароэжекторные холодильные машины. В пароэжекторных холодильных машинах для осуществления рабочего цикла требуется затрата тепловой энергии. В этих машинах одновременно осуществляется два цикла; прямой — с превращением подводимой тепловой энергии в механическую и обратный — с использованием механической энергии для производства холода.
В качестве холодильного агента в эжекторных машинах применяется вода, которая охлаждается за счет частичного перехода в парообразное состояние при глубоком вакууме. Она безвредна, доступна, обладает большой теплотой парообразования, в испарителях пароэжекторных машин кипит при температуре от 2 до 7°С, чему соответствуют абсолютные давления водяных паров от 0,007 до 0,01 кгс/см2. При этих давлениях применять поршневые компрессоры или турбокомпрессоры экономически нецелесообразно в связи с большими удельными объемами водяных паров (130—180 м3/кг). Для создания вакуума в испарителе и последующего сжатия отсасываемых паров до давления конденсации применяют эжекторы — пароструйные компрессоры, которые преобразовывают тепловую энергию рабочего пара в механическую энергию движения струи. В пароэжекторных машинах вода является и холодильным агентом и холодоноси-телем.
Принципиальная схема пароэжекторной холодильной машины приведена на рис. 80. Рабочий пар из котла 2 (либо из другого источника) поступает в сопло эжектора 5, в котором происходит расширение пара от начального давления до давления в испарителе 6. Затем рабочий пар смешивается с холодными парами из испарителя, и в диффузоре эжектора смесь паров сжимается до давления конденсации в результате перехода части кинетической энергии потока в статическую. В конденсаторе 3 пар охлаждается водой и конденсируется. Конденсат частично поступает через регулирующий вентиль 9 в испаритель 6 и час-
200
Рис. 80. Принципиальная
схема пароэжекторной холодильной машины:
1 — питательный насос; 2 — паровой котел; 3 — конденсатор; 4 — подача и отвод охлаждающей воды для конденсатора; 5 — эжектор; 6 — испаритель; 7 — подача отепленной воды из кондиционера; 8 — подача охлажденной воды в кондиционер; 9 — регулирующий вентиль
тично перекачивается насосом / в котел 2. Охлажденная в испарителе вода насосом 8 подается к потребителям. Отепленная вода, возвращаемая от потребителей, по трубопроводу 7 поступает через разбрызгивающие форсунки в испаритель.
Пароэжекторные машины применяются главным образом для холодоснабжения СКВ, а также для предприятий химической промышленности, потребляющих большое количество холодной воды.
Основным показателем, определяющим эффективность применения пароэжекторных холодильных машин, является 1000 ккал/ч холодопроизводительности машины. Этот показатель зависит от начального давления рабочего пара рп, подаваемого в эжектор, температуры охлажденной воды tK и температуры охлаждающей воды to.
При давлении пара рп=6 кгс/см2, температуре охлажденной воды ta=6°С и температуре охлаждающей воды ?о=20°С расход пара составляет примерно 4 кг на 1000 ккал/ч холодопроизводительности машины. При снижении давления пара до 1,5 кгс/см2 расход пара увеличивается в 1,5 раза.
Отечественной промышленностью серийно изготовляются па-роэжекторпые машины холодопроизводительностью от 200 тыс. до 2 млн. ккал/ч.
расход рабочего пара, отнесенный к
§ 52. Размещение и компоновка холодильных станций
Холодильные станции, работающие на хладоне-12 и хладоне-22, по взрывопожарной и пожарной опасности относятся к категории «Д».
Эти станции и отдельные холодильные машины не разрешается размещать непосредственно в жилых помещениях, на лестничных площадках и под лестницами, а также в коридорах, фойе, вестибюлях, эвакуационных выходах зданий и сооружений различного назначения.
201
Хладоновые холодильные станции производительностью до 300 тыс. ккал/ч и отдельные машины той же производительности размещаются в подвальных и цокольных этажах зданий и сооружений. Допускается размещение хладоновых станций и отдельных машин производительностью до 600 тыс. ккал/ч в подвалах и цокольных этажах зданий и сооружений (кроме жилых зданий), если над перекрытием станции исключена возможность массового постоянного или временного пребывания людей.
Хладоновые холодильные станции производительностью 600 тыс. ккал/ч и более размещаются в специальных пристройках производственных зданий, в заглубленных отдельно стоя; щих помещениях, а также в подвалах и цокольных этажах, вынесенных из-под контура зданий.
Холодильные машины, входящие в состав автономных кондиционеров, можно размещать в любых помещениях, за исключением лестничных площадок и помещений под лестницами.
Хладоновые холодильные машины производительностью до 150 тыс. ккал/ч, имеющие устройства для регулирования холодо-
202
производительности, допускается применять для непосредственного питания хладоном воздухоохладителей при соблюдении следующих условий:
каждая холодильная машина должна соединяться с группой воздухоохладителей независимым трубопроводом, не сообщающимся с другими машинами;
компрессорно-конденсаторные агрегаты должны размешаться на расстоянии не более 10 м от воздухоохладителей;
в холодильной машине и аппаратуре, обслуживающей данное помещение, на 1 м3 помещения должно содержаться не более 0,5 кг хладона-12 или 0,35 кг хладона-22.
Высоту помещений для размещения холодильных станций и отдельных машин, работающих на хладонах, следует принимать не менее 3,6 м, считая до выступающих частей перекрытия. Проходы между щитом управления и выступающими частями машин следует предусматривать не менее 1,5 м, между выступающими частями рядом стоящих машин — не менее 1 м, между машинами (аппаратами) и стеной здания — не менее 0,8 м, а между машинами (аппаратами) и колонной — не менее 0,7 м.
Рис. 81. Планировка машинного отделения с размещением трех хладоновых машин и вспомогательного оборудования:
/ — компрессоры; 2 — испарители; 3 — конденсаторы; 4 — насосы испарителей; 5 — насосы для подачи охлажденной воды к потребителям; 6 — насосы оборотного водоснабжения конденсаторов холодильных машин; 7 — бак с двумя отсеками охлажденной и отепленной воды; 8 — ресивер; 9 — теплообмен 1ики
203
Рис. 82. Принципиальная схема трубопроводов холодильной станции и холодоснабжеиия обслуживаемых ею центральных кондиционеров:
/ — компрессоры; 2 — испарители; 3 — конденсаторы; 4 — насосы испарителей; 5 — насосы для подачи охлажденной воды к потребителям1 6 — насосы оборотного водоснабжения конденсаторов холодильных машин; 7 — бак с двумя отсеками охлажденной и отепленной воды’ 8 — ресивер; 9 — теплообменники:
1 Трубопровод холодной воды к кондиционерам
..^2— Трубопровод отеплеииой воды от кондиционеров
7_____ Трубопровод охлажденной воды к насосам коиденса-
0 торов
----4— Трубопровод холодной воды от насосов конденсаторов к конденсаторам
Маслопровод
----5---- Трубопровод отепленной воды из бака к испарителям
Трубопровод холодной воды от испарителей к баку ----7.—. холодной воды
Трубопровод отепленной воды от конденсаторов к
----8---- брызгальиому бассейну
----Н---- Спуск воды в канализацию
---ФП---- Фреон-22 парообразный
---Фл<--- Фреон-22 жидкий
--------- Уравнительная линия
--------- Предохранительная линия
—EZZ3— Фильтр для воды
Вентиль запорный муфтовый
Насос
Задвижка фланцевая
Обратный клапан
Вентиль угловой цапковый
Вентиль регулирующий
Вентиль соленоидный
Манометр
Термометр
В проектах холодильных станций следует предусматривать передвижные или стационарные подъемно-транспортные средства (блоки, тали, монорельсы) для производства ремонтных работ.
Электроосвещенность помещений должна быть не менее 60 лк. Машинный зал доджей быть оборудован приточной и вытяжной вентиляцией (она же аварийная) с кратностью воздухообмена не менее 3. Вытяжные отверстия должны быть размещены на высоте 1 —1,5 м от пола.
На холодильных станциях рекомендуется устанавливать две однотипные машины и более. Допускается установка одной машины, имеющей приспособление для автоматического регулирования производительности. Установка резервных машин предусматривается только для холодоснабжения СКВ, обеспечивающих технологические процессы.
При нескольких потребителях холода на одной промышленной площадке либо в комплексе общественных или жилых зданий следует предусматривать одну общую холодильную станцию.
Холодные поверхности испарителя и трубопроводов теплоизолируются Толщина слоя теплоизоляции определяется из условия предупреждения конденсации водяных паров на их поверхности. Это условие удовлетворяет и технико-экономическим требованиям.
Планировка машинного отделения с размещением трех хладоновых холодильных машин и вспомогательного оборудования приведена на рис. 81, а принципиальная схема трубопроводов холодильной станции и холодоснабжения обслуживаемых ею центральных кондиционеров показана на рис. 82.
§ 53. Емкости систем холодоснабжения
В связи с тем, что потребление холода СКВ является переменной величиной, различают два метода определения производительности холодильной станции. По первому методу производительность определяется из расчета покрытия максимальной часовой потребности в холоде СКВ, соответствующей расчетным параметрам наружного воздуха, регламентированным СНиП 11-33-75. По второму методу часовая производительность холодильной станции определяется исходя из среднечасовой потребности в холоде за расчетные сутки или из близкой к ней величины.
Выбор метода определяется технико-экономическим расчетом. При расчете по первому методу часовая производительность холодильной станции получается большей, но уменьшается продолжительность работы холодильных машин и требуемая емкость водяного или рассольного бака-аккумулятора.
206
При расчете по второму методу часовая производительность холодильной станции получается меныпей при увеличении числа часов работы машин в сутки и емкости бака-аккумулятора.
Для холодильных станций, производительность которых определена по максимальному часовому потреблению холода (первый метод), емкость системы холодоснабжения, т. е. суммарная емкость бака-аккумулятора, трубопроводов, поверхностных воздухоохладителей или поддонов оросительных камер рассчитывается исходя из следующих условий.
Минимальную температуру Аиин воды на выходе из кожухо-трубных испарителей хладоновых холодильных машин принимают равной 6°С. Максимально допустимая температура воды в баке-аккумуляторе /МЯкс определяется из расчета кондиционера: Лиакс=£тян. Подогрев воды на трассе от бака-аккумулятора до кондиционеров обычно не учитывается в связи с его незначительностью. Датчики на требуемые температуры включения и выключения холодильной машины настраиваются в зависимости от числа установленных машин. Так, например, при двух машинах и 6яакс=8°С датчик первой машины настраивается на температуру включения /Вкл=8°С и /выкл=7°С, датчик второй машины — на 4кл=7°С и /ВЬШЛ=6°С.
Для равномерной амортизации машин в цепи управления вводится переключатель, позволяющий через определенные интервалы времени (обычно 20—30 дней) менять вручную очередность включения машин.
Согласно нормативным данным число включений холодильной машины должно быть не более четырех в 1 ч. Для обеспечения этого требования минимальная емкость системы холодоснабжения Ус определяется по формуле
I6(ZMaKc- ^мин) ’
где Qx — расчетная холодопроизводительность одной из машин (наибольшей), установленных на станции, тыс. ккал/ч; п — число установленных машин. Удельная теплоемкость воды, равная 1 ккал/(кг-°C), в формуле опущена.
В практических расчетах емкость трубопроводов и воздухоохладителей обычно не учитывают, и емкость бака-аккумулятора Уб принимают равной емкости системы Ус, определенной по формуле (179).
Для холодильных машин марок 22ФУ-200 и 22ФУУ-400 емкость бака аккумулятора Уб увеличивают вдвое в связи с ограничением числа включений до двух в 1 ч по требованию завода-изготовителя.
Для холодильных станций, часовая производительность которых определена по второму методу расчета, т. е. путем деления суточной потребности в холоде на число часов работы стан
207
ции, требуемая емкость бака-аккумулятора определяется следующим методом.
Расход холода в расчетные сутки зависит от структурных схем, потребляющих холод СКВ. Различают два основных типа СКВ.
К первому типу относятся СКВ, подающие в помещение постоянное количество обработанного наружного воздуха или смесь его с рециркуляционным. При этом наружный и рециркуляционный воздух смешиваются до оросительной камеры или до воздухоохладителя кондиционера.
Ко второму типу относятся СКВ, которые в помещение подают переменное количество воздуха в зависимости от изменяющихся в нем теплоизбытков.
Холодопотребность систем первого типа зависит от количества и параметров наружного воздуха, продолжительности работы СКВ в течение расчетных суток и не зависит от колебания теплоизбытков в помещении.
Холодопотребность систем второго типа зависит от количества и параметров наружного воздуха, продолжительности работы СКВ, а также и от изменения теплоизбытков в помещении.
При расчете баков-аккумуляторов холода принимается, что температура наружного воздуха в расчетные сутки изменяется по закону гармонических колебаний с максимумом в 15 ч и минимумом в 3 ч по формуле
/Н = /Р.л —8Д/а, (180)
где /н — средняя температура наружного воздуха в любой час расчетных суток, °C; /р.л — расчетная наружная температура
Таблица 11. Значения коэффициента б по часам суток
Часы суток 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2 3
14 13 12 11 10 9 8 7 6 5 4
в 0 0,02 0,07 0,14 0,25 0,37 0,5 0,63 0,75 0,85 0,93 0,98 1
Таблица 12. Средние амплитуды колебания температур наружного воздуха в течение расчетных суток
Город Амплитуда Д/а , °C Город Амплитуда «а , °C
Астрахань 12,6 Минск 13,8
Ашхабад 15,4 Москва 11,8
Батуми 9,1 Одесса 8,9
Владивосток 9 Рига 12
Волгоград 13,2 Свердловск 14,2
Киев 12,6 Ташкент 17,4
Ленинград 11,2 Тбилиси 14,3
Львов 14,1 Харьков 13,9
208
для теплого периода года, °C, принимаемая по приложению 13; 6 — коэффициент, определяемый по табл. 11; А/а— средняя амплитуда колебаний температуры наружного воздуха в течение расчетных суток, °C, принимаемая по табл. 12.
Для определения суточного расхода холода строится почасовой график и определяется минимальная часовая полезная холодопроизводительность станции, работающей с баком-аккумулятором.
§ 54. Брызгальные бассейны и градирни
Для охлаждения конденсаторов холодильных машин, снабжающих холодом СКВ, как правило, применяются системы оборотного водоснабжения. В отдельных случаях, при наличии холодной воды из артезианских скважин либо горных рек, используются комбинированные системы холодоснабжеиия, в которых вода от указанных источников подается вначале в поверхностные воздухоохладители или оросительные камеры кондиционеров, а затем направляется в конденсаторы холодильных машин. Наибольшее распространение при обслуживании СКВ зданий гражданского назначения приобрели системы оборотного водоснабжения с охлаждением воды в брызгальных бассейнах. На промышленных предприятиях чаще применяются вентиляторные градирни. Размеры брызгального бассейна определяются в зависимости от расхода воды 1К и плотности орошения q, т. е. количества воды, охлаждаемой на 1 м2 площади бассейна без учета площади защитных зон. В зависимости от климатических условий значение плотности орошения принимают 1—1,3 м3/(м2-ч).
Для разбрызгивания воды применяются сопла различных конструкций. Наиболее распространены сопла, 'в которых разбрызгивание воды происходит за счет центробежной силы. К ним относятся эвольвентные сопла, изображенные на рис. 83. Характеристика сопл приведена в табл. 13.
Трубопроводы брызгальных устройств обычно прокладываются под водой на низких скользящих опорах с уклоном, обеспечивающим их опорожнение.
На рис. 84 изображена схема размещения сопл в брызгаль-ном бассейне. Сопла </=50/25 мм располагаются пучками по
Таблица 13. Производительность эвольвентных сопл, м3/ч
Диаметр сопла d, мм Напор перед соплом Н, м
5 6 7 8 10 12
100/50* 32 34,5 37 39,2 43,5 47,2
50/25* 8,2 9,1 9,9 10,7 11,9 12,8
* В числителе указаны диаметры подводящих труб, в знаменателе — диаметр выходного отверстия сопла.
209
Рис. 83. Эвольвентное сопло d. = 50/25 мм
Рис. 84. Схема размещения сопл в брызгальном бассейне
4—5 шт. в каждом. Расстояние между соплами рекомендуется принимать 1,2—1,5 м, между пучками сопл п=4 м и между рядами труб £>=8-=-10 м. Одиночные сопла d—100/50 мм можно располагать на расстоянии а=4 м друг от друга. При этом расстояние между рядами труб Ь=8,5 м.
Для уменьшения уноса воды ветром сопла размещаются на расстоянии с=4ч-6 м от стенок бассейна, образующем защитную зону. Забор воды осуществляется из специального приямка через сетчатый фильтр. Для опорожнения бассейна предусматривается специальный трубопровод, к которому присоединяется переливное устройство. Глубину воды в бассейне обычно принимают 0,8—1 м.
Среднюю температуру охлажденной воды в бассейне /Ср находят по номограмме Н. Н. Терентьева (рис. 85) в зависимости от напора Н у сопл, плотности орошения q, перепада температур воды \tw, температуры наружного воздуха tH, относительной влажности воздуха <рн и расчетной скорости ветра V. Величины ta, <рп и v определяют по климатологическому справочнику либо по СНиП 11-33-75.
По номограмме рис. 85, а находят значение вспомогательного коэффициента Kq в зависимости от напора Н у сопл и плотности орошения q, по номограмме рис. 85, б — значение коэффициента в зависимости от скорости ветра и.
Затем определяют значение вспомогательного коэффициента Д по формуле
K=KqK^tw. (181)
По номограмме рис. 85, в находят среднюю температуру охлажденной воды /ср в зависимости от найденного значения Д и климатических условий (/н и фн).
Температуру охлажденной воды в брызгальном бассейне Дхл находят по формуле
4хл = 4р— 0,5Д/^. (182)
210
Рис. 85. Номограммы для определения значений величин, необходимых при тепловом расчете брызгальных бассейнов:
а — коэффициента Kq; б — коэффициента Ку; в — средней температуры охлажденной воды <Ср
Значение температурного перепада воды \tw при расчете брызгальных бассейнов для охлаждения конденсаторов холодильных машин обычно принимают в пределах 3—5°С, в зависимости от климатических условий.
Пример 29. Дано напор у сопл Н = 6 м, плотность орошения <7 = = 1 м3/(м2-ч); перепад температур воды Д/ц- = 4°С; расчетная температура наружного воздуха tH = 30°С; относительная влажность <рн = 40%; скорость ветра v — 1,5 м/с.
Определить температуру воды, охлажденной в брызгалыюм бассейне /охл.
Решение. По номограмме рис. 85. а для Н = 6 м и q = 1 м3/(м2-ч) находим значение Kq = 8.56.
По номограмме рис. 85,6 при v = 1,5 м/с находим К, = 0,36. По формуле (181)
К = 8,56-0,36-4 = 12,3.
По номограмме рис. 85, в для /н = 30°С, <рн = 40% и К = 12,3 находим /ср = 30,5°С (ход расчета показан стрелками).
По формуле (182)
/Охл = 30,5-0,5-4 = 28,5°С.
В практике бывает, что строить брызгальные бассейны нельзя из-за отсутствия свободной территории (брызгальные бассейны должны размещаться в 15 м от ближайших зданий). В этих случаях охлаждение воды может осуществляться в
211
оросительных камерах кондиционеров и в приточных вентиляционных камерах, используемых в качестве вентиляционных градирен. Применять типовые вентиляторные градирни, размещаемые на открытых площадках, часто нельзя из-за высокого уровня шума, создаваемого работающими в градирнях осевыми вентиляторами.
Расчет камер орошения, используемых для охлаждения воды, рекомендуется выполнять, пользуясь приведенными ниже данными.
Значения коэффициента орошения ц рекомендуется принимать в пределах 0,6—0,9 кг/кг, а значения температурного перепада воды /\tw — в пределах 3—5°С.
Для определения начальной twa и конечной tWx температур охлажденной воды применяют коэффициент эффективности теплообмена Е.
Для типовых оросительных камер с двумя рядами форсунок, один из которых направлен по потоку воздуха, а другой против, значение коэффициента Е для процессов одновременного нагревания и увлажнения воздуха при плотности форсунок 13 шт./(м2-ряд) и коэффициенте орошения ц=0,64-0,9 определяется по формуле
£’ = 0,931р°>13.
(183)
Задавшись значением коэффициента орошения р. в указанных выше пределах, определяют Е. Для определения начальной twn и конечной tWK температур охлажденной воды, которые наступят в результате установившегося теплового равновесия, найденное по формуле (183) значение Е подставляют в формулу
*№к 1ы. к
^UZh *м. н
Е = 1
(184)
где tM.K — температура мокрого термометра при 7К; /м.н — то же, при /п; /н и /к — энтальпии соответственно наружного (на входе) и внутреннего (на выходе) воздуха оросительной камеры, связанные зависимостью
4 = 4 + ^. (185)
Задавшись значением АЛг, находят
twK = twn — (186)
Значение /м.к определяют из уравнения
/к—/н~0,7(/м.к-^_н). (187)
212
Значение /п определяют по климатологическим данным.
Подставляя значения /м.к и twu в формулу (184), находят tWu и затем по формуле (186) находят twi; = Л>хл-
Как видно из приведенных выше формул, конечная температура охлажденной воды tWK зависит только от расчетной энтальпии наружного воздуха 1И, температурного перепада воды Atw и коэффициента орошения р.
Зная количество охлаждаемой воды и принятое значение коэффициента р, определяют требуемую производительность вентиляторной градирни, габариты оросительной камеры и диаметр форсунок.
Пример 30. Определить температуру воды на выходе из оросительной камеры tWK при следующих исходных данных: расчетная энтальпия наружного воздуха /н = 13,4 ккал/кг, соответствующая температуре наружного воздуха по мокрому термометру /м.в = 19,5°С; перепад температуры воды Д/w = 5°С.
Решение. Задаемся коэффициентом орошения р = 0,8 кг/кг. Находим значение 1К по формуле (185)
/к = /н + pA/w = 13,4 + 0,8-5 = 17,4 ккал/кг.
По формуле (183)
Е = 0,931-0,8°-13 = 0,931-0,907 = 0,903.
По формуле (186)
twK — twB — 5.
Из уравнения (.187) определяем tM, к:
t = t + /к~~/н = 19,5 + 17'4~Jjd_ = 25,2°С. м-к 0>7 07
Подставляя известные величины в формулу (184), получим
^.. — 5 — 25.2
0,903
^н-19.5
отсюда tWB — 31,3°С.
По формуле (186)
tWK = 31,3°С — 5 = 26,3°С.
§ 55. Тепловые насосы и их применение в системах кондиционирования воздуха
Холодильные машины, работающие в теплый период года для холодоснабжения СКВ, могут быть использованы в холодный период года в качестве тепловых насосов для отопления зданий.
Тепловой насос — это энергетическая установка, в которой происходит перенос тепловой энергии от источника низкого потенциала к источнику более высокого потенциала.
213
В холодильных машинах, работающих по схеме теплового насоса, тепло отнимается от наружного воздуха либо от воды, подаваемой к теплообменникам машины, и вместе с теплом, эквивалентным работе компрессора, передается воздуху отапливаемых помещений.
Принцип работы теплового насоса был изложен еще Карно в 1824 г. и Кельвином в 1852 г. Однако практическое использование цикла теплового насоса стало возможным лишь в последнее время благодаря широкому применению холодильных машин.
Рис. 86. Принципиальная схема работы теплового насоса:
I — регулирующий вентиль; 2 — компрессор; 3 — наружный теплообменник; 4 — направление движения хладоагента при охлаждении помещения; 5 — направление движения хладоагента при отоплении помещения; 6 — четырехходовой кран; 7 — внутренний теплообменник
Принципиальная схема работы теплового насоса с указанием направления движения холодильного агента для отопления и охлаждения здания приведена на рис. 86.
Наружный теплообменник 3 расположен у источников тепла, внутренний 7 — в помещении, которое нужно нагревать зимой п охлаждать летом. Из нагнетательной линии компрессора 2 горячие пары хладоагента поступают в четырехходовой кран 6, который направляет их в соответствующий теплообменник. Если холодильная машина работает как тепловой насос для отопления здания, то горячий хладоагент поступает во внутренний теплообменник (по направлению, указанному стрелкой 5), где конденсируется, отдавая тепло теплоносителю (воздуху или воде). Затем хладоагент, пройдя регулирующий вентиль 1, поступает в наружный теплообменник 3, где он кипит, забирая тепло для своего кипения от окружающей среды (воздуха, воды). Далее пары хладоагента снова проходят через четырехходовой кран 6, который направляет их во всасывающую линию компрессора 2, после чего процесс повторяется снова.
Если машина работает в режиме холодоснабжеиия, то поворотом четырехходового крана 6 изменяют направление циркуляции паров хладоагента, как указано стрелками 4.
Эффективность работы теплового насоса характеризуется коэффициентом преобразования <р, представляющим собой отношение тепла, отданного конденсатором, к затраченной мощности, выраженной в тепловых единицах. Коэффициент преобразования называется еще отопительным коэффициентом и определяется по формуле
ф =—
‘ 860М
214
где QT — количество тепла, отданное конденсатором, ккал/ч;
Nan —• электрическая мощность, расходуемая на сжатие паров хладоагента компрессором, кВт.
Коэффициент преобразования зависит от системы холодильных машин, свойств применяемого холодильного агента и температур источников тепла низкого и высокого потенциалов. Тепловые насосы с использованием наружного воздуха в качестве источника тепла низкого потенциала имеют средний отопительный коэффициент <р=24-2,5:
при получении горячей воды с температурой 70°С, используемой для отопления зданий с местными нагревательными приборами 2,2—3,8
при получении горячей воды с температурой 45°С, используемой для воздушного отопления зданий 3,5—5,8
при получении горячей воды с температурой 35—
40°С с использованием тепла условно чистых вод коммунальных и промышленных зданий . 3—5
Работа холодильных машин с водяным охлаждением по циклу теплового насоса может осуществляться в автономных кондиционерах специальных конструкций.
Схема холодильной установки автономного кондиционера КА-6А производительностью по воздуху 1700 м3/ч и по холоду 7500 ккал/ч приведена на рис. 87, где показано движение хладона и воды в теплый и холодный периоды.
В теплый период пары хладона (направление движения показано сплошными стрелками) из испарителя 4, пройдя переключатель режимов 3 и теплообменник 5, отсасываются компрессором 2, где сжимаются до давления конденсации и нагнетаются через переключатель режимов 3 в конденсатор 1. В конденсаторе пары хладона охлаждаются циркулирующей через него водой и конденсируются. Температура охлаждающей конденсатор воды должна быть не выше -f-25°C. Жидкий хладон из конденсатора 1, пройдя переключатель режимов 8, теплообменник 5 и фильтр 7, проходит к терморегулирующему вентилю 6, где дросселируется до давления испарения и, пройдя переключатель режимов 8, вновь поступает в испаритель 4 и процесс повторяется.
Переключение кондиционера с режима охлаждения воздуха на режим нагревания производится поворотом крана переключателя режимов на 90° (по стрелке).
В холодный период пары хладона (направление движения показано штриховыми стрелками) из конденсатора 1, пройдя переключатель режимов 3 и теплообменник 5, отсасываются компрессором 2, где сжимаются и подаются через переключатель режимов 3 в испаритель 4 В испарителе 4, выполняющем в холодный период роль конденсатора, пары хладона охлаждаются циркулирующим через него воздухом и конденсируются,
215
Рис. 87. Схема холодильной установки автономного кондиционера КА-6:
1 — конденсатор; 2 — компрессор; 3 — переключатель режимов; 4 — испаритель;
5 — теплообменник; 6 терморегулирующий вентиль; 7 — фильтр; 8 — переключатель режимов
выделяя скрытое тепло парообразования. Проходящий через испаритель воздух нагревается и поступает в отапливаемое помещение. Жидкий хладон из испарителя, пройдя переключатель режимов 8, теплообменник 5 и фильтр 7, подходит к терморегулирующему вентилю 6, дросселируется и, пройдя переключатель 8 режимов, поступает снова в конденсатор 1.
Для отопления помещений при низких температурах наружного воздуха нужны дополнительные электронагреватели, что значительно снижает экономичность использования холодильных машин в качестве тепловых насосов.
При существующем соотношении цен на тепловую и электрическую энергию для большинства районов Союза применять тепловые насосы экономически невыгодно. Их применяют преимущественно в южных районах и на промышленных предприятиях, имеющих отработанную теплую воду.
216
Глава X
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗДУХА В КОНДИЦИОНИРУЕМЫХ ПОМЕЩЕНИЯХ
§ 56. Принципиальные схемы распределения воздуха и характеристики воздухораспределителей
Воздухораспределение в технике кондиционирования воздуха имеет большое значение. От правильного размещения, выбора конструкции н расчета воздухораспределителей зависят экономичность и эффективность работы СКВ.
Приточный воздух подается в кондиционируемые помещения, как правило, турбулентными струями, имеющими температуру, отличною от температуры воздуха помещений. Такие струи называются неизотермическими.
В теплый период года температура приточного воздуха /п ниже температуры воздуха помещений /в, в холодный период tn может быть выше или ниже /в, в зависимости от теплового баланса кондиционируемых помещений. Изотермические струи, имеющие ту же температуру, что и воздух помещения, наблюдаются в переходные периоды года, когда возникает необходимость изменения режима, т. е. перехода от охлаждения к нагреву помещений.
Компактными называются струи, имеющие параллельные векторы скоростей истечения. У веерных струй векторы скоростей истечения образуют между собой некоторый угол. При движении струп в воздушном пространстве помещения возникают эжекти-руемые струей вторичные потоки воздуха, имеющие противоположное направление по сравнению с направлением основного, или прямого, потока и называемые обратными потоками.
Согласно СНиП 11-33-75, при расчете воздухораспределения СКВ для обеспечения необходимых метеорологических условий на постоянных рабочих местах или местах постоянного пребывания людей, находящихся в зоне прямого (непосредственного) воздействия приточных струй, следует считать, что экстремальные (максимальные или минимальные) значения скорости движения щ и температуры /х воздуха при входе в рабочую (РЗ) пли обслуживаемую (ОЗ) зону равны установленным санитарными нормами.
При расчете СКВ, как правило, между нормируемыми значениями скоростей воздуха иНорм и максимальными скоростями в струе пх, а также между допускаемыми колебаниями температуры Д/доп и максимальными разностями температур Д/х, которые создаются приточными струями, входящими в ОЗ или РЗ, принимают следующие зависимости:
в основной струе
^х == ®иорм> ( 1 88)
217
Д/х = Д/доп; (189)
в обратном потоке
^обр ~ ^норм! (190)
А/(|бр = Д/яоп. (191)
При комфортном кондиционировании воздуха на промышленных предприятиях, если постоянные рабочие места находятся вне пределов прямого воздействия приточной струи, т. е. вне зон, где струя приточного воздуха имеет максимальные скорости, следует принимать для основной струи
®х = 2®„орм; (192)
Д/х = 2Д/доп. (193)
Границы зоны прямого воздействия струи, в пределах которой скорость движения воздуха колеблется от максимальной щ до 0,5 щ, по данным М. И. Гримитлина могут быть ориентировочно представлены поперечными сечениями струи, имеющими вид окружности для ненастплающихся струй и полукружности для настилающихся струй, очерченные радиусом R, м, который вычисляется по формулам:
для компактных и неполных веерных струй
Я = 0,59-^-Г7<77; (194)
для полных веерных струй
/? = 0,084-^_; (195)
для плоских струй
IR = 0,67-—-/^. с; (196)
для перфорированных круглых воздуховодов
/? = 0,335-^-Кж.с, (197)
где X— длина струи до рассматриваемого сечения при входе ее в рабочую или обслуживаемую зону, м; К№.с — коэффициент живого сечения для отверстий, затененных сеткой, перфорированным листом или жалюзи; /щ—коэффициент, характеризующий темп затухания скорости в приточной ненастилающейся струе. Значения коэффициента т} приведены в табл. 14.
Плоскими называются струи, вытекающие из щелевых отверстий.
218
Таблица 14. Характеристики воздухораспределителей
U/U Название воздухораспределителя Схема воздухораспределителя Значения коэффициентов затухания Коэффициент сопротивления отнесенный к скорости v0 в сечении Fo
т1 тг
для сгруй
ненасти лаюшихся настилающихся неиасти-лающихся настилающихся
Воздухораспределители, образующие компактные струи воздуха
1 Цилиндрическая груба с конфузором -Д- 7,7 10,9 5,8 8,2 4,5
2 Цилиндрическая труба с сеткой при Кж.с = 0,5 d П. 1 6 8,5 4,5 6,4 1,5
3 Решетка, сетка (при расчете скорость относить к Л’о) при Кж.с = =0,8 -0,5 6 8,5 4,2 5,9 1,8
4 Приточная регулирующая решет- Ло
ка типа РР при параллельно установленных жалюзи — - 4,5 6,4 3,2 4,5 2,2
5 Универсальный Л FlAs
потолочный плафон типа ВДМП-Ша со сплошным диском 3,4 — 3 — 3
6 Потолочный плафон с тремя диффузорами , /о.., 075dn 05 Н-Г . 0.815 d/j 4o.575di 1,35 — 1.1 — 1,1
219
Продолжение табл. 14
U/U ад Название воздухо-ра определителя Схема воздухораспределителя Значения коэффициентов затухания Коэффициент сопротивления отнесенный к скорости в сечении
т,
для струй
ненасти-дающихся настилающихся пенасти-лающихся настилающихся
Воздухораспределители, образующие неполные веерные струи воздуха
1 Пристенный типа ВП конструкции ВНИИГС при — л j(o F„ 2,4 — 3,6 — 6,8
8 Приточная регулирующая решетка типа РР с жалюзи, установленными под углом ₽=90° 1 | / I \*' \ 1 11 1,8 2,5 1,2 1,7 3,3
Воздухораспределители, образующие полные веерные струи воздуха
9 Универсальный потолочный плафон ВДПМ-Шв со сплошным диском при Ло = = 0,05 do ,6 ~1~1 — 1,35 — 1,1 1,9
.. A t 1
-^1
10 Комбинированный приточно-вытяжной плафон типа ВК конструкции ВНИИГС 1 — 1 — 08 2
i —
Воздухораспределители, образующие плоские струи воздуха
П Щелевой насадок с параллельными направляющими лопатками при Кж.с = 1 = 0,8
220
Продолжение табл. 14
№ п/п Наздание воздухораспределителя Схема воздухораспределителя Значения коэффициентов затухания mt 1 mt | Л1 | л, для струй Коэффициент сопротивления отнесенный к скорости v0 в сечении Fo
неиасти-лающихся настилающихся ненясти-лающихся настилающихся
12 Перфорированный конструкции ЛИОТ прямоугольный при Кж.с I 0,092 0,062 0,046 & 0,65 0,53 0,45 — 0,58 0,48 0,4 — 2,4
13 То же, круглый при Хж.с: 0,092 0,062 0,046 bQ=l57d0 0,29 0,24 0,21 — 0,26 0,22 0,19 2,4
Воздухораспределители, выпускающие две струи воздуха—веерную настилающуюся на потолок и направленную вниз
14 Двухструйный с перфорированным диском типа ВДП конструкции ЛИОТ при Ьо/до: 0,1 0,2 0,3 <’с |[ 1 ~ 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
15 Потолочный двухструйный шестидиффузорный типа ВДШ конструкции НИИСТ 1 К К. 0,8 1,4 0,65 1,05 1,9
Примечание. Значения коэффициентов даны при равномерном поле скоростей воздуха в подводящем патрубке, что должно обеспечиваться соответствующей длиной подводящего воздуховода или установкой регуляторов равномерности.
221
Точность поддержания температуры воздуха в кондиционн руемых помещениях при отсутствии специальных технологических требований принимают А/ДОп = ±1°С, но для некоторых производственных процессов требуется более высокая точность поддержания температуры, иногда Л/ДОп = ±0,1 или даже 0,01°С.
Разность между температурами воздуха в различных точках помещения при равномерно распределенных по площади тепловыделениях является следствием разности температур, создаваемой приточной струей, и возмущений, вызываемых механизмами, регулирующими температуру воздуха в помещении. При расчете приточных струй не следует допускать разности температур между максимальной температурой воздуха в струе /х и температурой в ОЗ или РЗ /в более 70% допускаемых отклонений, т. е.
= 4 — /х = 0,7Д/доп. (198)
При комфортном кондиционировании допускаются колебания относительной влажности воздуха Д<рдоп = ±7%. По технологическим требованиям часто требуется более точно поддерживать влажность: Л<рДоп = ±2%. Отклонения по относительной влажности зависят от отклонений температуры и влагосодержания воздуха. Последнее обычно контролируется по температуре точки росы. Исходя из этих условий, значения Д<рдоп следует приводить к допустимым колебаниям температуры. В соответствии с изложенным все расчеты распределения воздуха можно вести, руководствуясь соотношениями максимальных и нормируемых или допустимых отклонений, приведенными в формулах (188) — (193), учитывая только максимальные скорости и разности температур.
На развитие струй приточного воздуха внутри помещений оказывают влияние различные факторы, но при проектировании нужно учитывать только следующие: влияние плоских ограждений, расположенных вблизи выпуска воздуха; стеснение приточных струй ограждениями помещения; взаимодействие приточных струй, нензотермичность.
Среди факторов, которые не поддаются количественному учету, оказывают влияние: всасывающие отверстия, периодически открывающиеся двери и окна, стеснение струй людьми, оборудованием и конструкциями. Воздушные струи, выпущенные вблизи ограждений помещений, настилаются на них, если кромка отверстия соприкасается с ограждением, а ось струи составляет с п. юскостью угол не менее 40°. Струи, выпущенные параллельно плоскости ограждения или под малым углом к ней, настилаются, даже если выпускное отверстие удалено на значительное расстояние от плоскости. Изотермические струи настилаются на гладкий потолок, еслц они выпущены параллельно ему на высоте, равной 80% общей высоты помещения. Струи, настилающиеся на плоскость, не симметричны по отношению к продольной оси.
222
В технике кондиционирования воздуха струю приточного воздуха рассматривают как состоящую из двух участков: начального и основного: при этом в подавляющем большинстве случаев рабочим является основной участок струи, так как длина начального участка Хо невелика и не превосходит значения, определяемого по формуле
о~2/До,
(199)
где Fo—площадь живого сечения отверстия, из которого выходит воздух, м2.
Закономерности осесимметричной компактной струи Г. Н. Абрамович связал с параметром aXoldo. Коэффициент турбулентности а целесообразно заменить другим безразмерным коэффициентом, характеризующим затухание струи, а именно- т т ~ 0,48/а. Диаметр выходного отверстия насадки можно представить в виде d0 = 1,13]/А0. Тогда на основном участке воздушной струи получим:
аХ,
0,48Х _ "in f() ’
0.48Х
где mj = 1,13/т/, и расчетная формула Г. Н. Абрамовича для основного участка круглой компактной воздушной струп приобретет вид
0,48
+ 0,145
Аналогичные преобразования для избыточной температуры в слабо неизотермической струе дадут расчетную формулу
ДА А А „ Fо ДА А — А
"о
П1
(200)
(201)
vx
X
где /2]—коэффициент, характеризующий темп затухания разности температур ДА по длине струи; ДА = А— А— рабочая разность температур воздуха помещения и выходящего из воздухораспределителя.
На рис. 88 представлены шесть основных схем подачи воздуха в помещения компактными круглыми, плоскими и веерными (полными и неполными) струями. Для воздушных струй, настилающихся на ограждения, основные расчетные коэффициенты /И] и /2] заменяются коэффициентами.
//22 = 1,41/72,; (202)
/г, = 1,41пх. (203)
223
Рис. 88. Шесть основных схем подачи воздуха компактными, плоскими или веерными (полными и неполными) струями
Значения коэффициентов тх и т2, ni и п2, характеризующих темп затухания скорости и разности температур по длине струи, приведены в табл. 14.
Стеснение приточных воздушных струй ограждениями помещения учитывается коэффициентом Кс в зависимости от условий стеснения, характеризуемых относительными величинами X и I, значения которых даны на рис. 89, взаимодействие приточных струй — коэффициентом Къ (рис. 90), неизотермичность приточных струй — коэффициентом Кн (рис. 91), причем коэффициент Лн на неизотермичность приточных струй вводится только при вертикальной подаче воздуха. Коэффициент /Сн можно определять по формулам:
для компактных струй
l±3(XnZ)2;
для веерных струй
ЛГн=У 1 ± 1,5(Ж2)2 ;
(204)
(205)
224
Рис. 89. Поправочные коэффициенты Кс на стеснение струй ограждениями помещений:
1 — компактные струн; 2 — плоские струи; 3, 4, 5 — неполные веерные струи нз решеток с углами раскрытия жалюзи, равными соответственно 45, 60 и 90°; 6 — компактные струи из плафонов; 7. 8. 9 — полные веерные струи из плафонов по схеме V на рис. 88 прн отношении //Хп, равном соответственно 0,5, 0,6 и 0,8; 10, 11 и 12 — полные веерные струи нз плафонов при отношении //Хп, равном соответственно 1; 1,2 и 1,5.
Значение абсциссы:
для иеиастилающнхся струй и для компактных струй из плафонов Х=ХП/УГЦ;
для настилающихся струй Х-=0,7, Хп//Гп;
для плоских струй Л=ХП/#П;
для полных веерных струй из плафонов 0,1 b=0,lltfFo.
Пример. Плафон установлен по схеме V (рнс. 88), причем Г/Хп=0,8 н 0,1 Т-1.5.
Решение. Отношению Z/Xn=0.8 соответствует кривая 9, тогда Лс-=0.53_,
для плоских струй
/<н = Г 1 ± 2(ХП Z)2,
(206)
где Хп — вертикальное расстояние от выхода струи воздуха до рассматриваемого сечения, м (схемы IV и V па рис. 88); Z—геометрическая характеристика струи воздуха, определяемая по формулам:
для компактных и веерных струй
Z = 5,45//^o|/
(207)
для плоских струй
0 <«Atp)3 *
(208)
8 U2
225
Кв на взаимодействие одинаковых параллельных компактных или плоских струй (шкала 1 и кривые 2—10), а также двух неполных веерных струй (шкала II и кривая 1).
Рис. 91. Поправочные коэффициенты Л'н для неизотермических струй при подаче воздуха вертикально сверху вниз:
I — при подаче охлажденного воздуха; II — прн подаче подогретого воздуха; 1— компактные струи; 2 — плоские струи; 3— веерные струи
где т = т1 и п=пх согласно данным табл. 14; v0 и Л/р— скорость воздуха, м/с, и разность температур, °C, при выходе струи из воздухораспределителя; Fo — расчетная площадь, м2; Ьо — ширина щели при выходе струи из воздухораспределителя, м.
Знак плюс в подкоренных выражениях формул (204) — (206) принимается при подаче холодного воздуха сверху вниз, а знак минус — при подаче сверху вниз нагретого воздуха.
Если холодный приточный воздух подается настильно на потолок, то струя может оторваться от потолка (рис. 92), пройдя как настилающаяся струя расстояние:
для компактных струй
ХОТр = 0,5Zek, (209)
для веерных струй
XOTP = 0,4Z^, (210)
где Хотр—горизонтальное расстояние, м (рис. 92, а); ек—
= ео,з5-о,7 — величина, определяемая по рис. 92, б; h0 и Ьо -г
Uq
226
Рис. 92. Характеристика струи холодного воздуха, настилающейся и затем отрывающейся от потолка: а — схема отрыва; б — график дли опреде^ леиня величины efe
размеры, принимаемые по рис. 92, а (для круглых отверстий Ьй = 1,13УГО).
В связи с отсутствием данных для расчета параметров при входе струи в рабочую или обслуживаемую зону и отрыве струи от потолка расчет следует вести, как для ненастилаю-щихся струй, руководствуясь схемой III (рис. 88).
В табл. 14 приведены расчетные характеристики некоторых воздухораспределителей, а в табл. 15 — формулы для их расчета.
Расчет приточных струй рекомендуется вести в такой последовательности :
выбрать тип воздухораспределителя по табл. 14 и его размеры;
принять схему подачи воздуха в помещение по рис. 88;
определить полное расстояние Хп (расстояние струи до РЗ или ОЗ) или X для схем II и III (рис. 88);
сопоставить расстояния Хп или X с условиями, приведенными в табл. 15, графа 6, и найти в той же таблице в графах 7 и 8 основные расчетные формулы;
определить начальную скорость воздуха v0 при выходе из воздухораспределителя в его расчетном сечении Fo или щели Ьо по формулам, приведенным в табл. 15, графа 7, основываясь на заданном расстоянии до обслуживаемой зоны и заданной максимальной скорости воздуха в этой зоне или в обратном потоке Uogp;
определить производительность воздухораспределителя по формуле Lo = Го^о-ЗбОО м3/ч; если полученная производительность удовлетворяет заданным условиям подачи воздуха, то проверить максимальную разность температур Д/х между температурой воздуха в рабочей или обслуживаемой зоне и экстремальной температурой в струе (минимальной при охлаждении и максимальной — при нагревании помещения) в месте входа ее в ОЗ или РЗ по формулам, приведенным в табл. 15, графа 8;
определить для схем II и III (рис. 88) разность температур Д/Обр между температурой воздуха в ОЗ или РЗ и экстремальной температурой воздуха в обратном потоке, создаваемой приточной струей, по формулам, приведенным в табл. 15, графа 8.
Вышеприведенную методику расчета и выбора воздухорас-» пределителей рассмотрим на примерах.
8* 227
Таблица 15. Формулы для расчета воздухораспределителей, приведенных в табл. 14 и на рис. 88
Способ выпуска и направление струй воздуха № схемы на рис. 88 Тип струи Участок и характеристика струи Номер воздухораспределителя согласно табл. 14 Условия, ограничивающие применение расчетных формул Формула для определения
v0 , м/с, в сечении Ло или 4<обр. •°с
В пределах ОЗ или РЗ горизонтальными струями I Компактная Начальный, свободная струя Основной, сво бодная струя Решетки 3, 4 при параллельных направляющих Хп _ < т\ yFo °Х (211) Afp (212)
Хп > У1| у v Хп т'Кв^К (213) М* у — Л П (214)
Неполная веерная Начальный, свободная струя Основной, свободная струя Воздухораспределитель 7 и решетка 8 с углом ₽о = 45 + 90° Хп < /П1 уХ (215) Д/'р (216)
ха > т, УЛ> Хп vx (217) П\Кь]/Р 0 Д'р Л д (218)
В верхней зоне горизонтальными струями, настилающимися на потолок II Компактная настилающаяся Основной, свободная струя Воздухораспределители /, 2 и решетки 3, 4 при параллельных направляющих Хп < 2,1 У Fn ха Уя — msKaT/Fa 1 (219/ ttsKnl/ F о Д^р - v -Л и (220)
'/2+8 ’« 229
Основной, стесненная струя Обратный поток, в ОЗ или РЗ
В верхней зоне горизонтальными струями, не настилающимися на потолок III Компактная Основной, свободная струя Основной, стесненная струя Воздухораспределители 1, 2 и решетки 3, 4 с параллельными направляющими
Компактная вначале Обратный поток в ОЗ или РЗ
В верхней зоне струя-ми, направленными вертикально вниз IV Компактная Основной, свободная струя Насадки /, 2 и решетки 3, 4 с параллельными направляющими
г
При значениях Xn/V^n > 2,1 следует принимать меньшее из значений и0, полученных по формулам (221) и (223) Ха Их (221) wxn2 А/р - (222*)
10,5 -1 Уэб> 1 т2 1 /~77 /?0(223) VoGprtl А р Un/7l2 (224)
Хп < 1,5 У Fa Ха Vs (225) niA^y^o А/р ————*—" хп (226)
При значениях 2fn/VFn>4,5 следует принимать меньшее из значений и0, полученных по формулам (227) и (229) Хп Их — т^зКсуГо ' (227) ИхП2 Aip Unnz2 (228*)
10,5 -1 Уобр ' / fn ‘ Fo (229) Уобр«1 А/р Vq/Щ (230*)
хп < 1,5 угп Ха Vx /?11КяКнУ Fо К (231) Fо Afp Хякя (232
230
Способ выпуска и направление струй воздуха № схемы на рис. 88 Тип струи Участок и характеристика струи Номер воздухораспределителя согласно табл. 14
В верхней зоне струями, направленными вертикально вниз IV Компактная Основной, стесненная струя Насадки 1, 2 и решетки 3, 4 с параллельными направляющими
Неполная веерная Плафоны 5 и 6
Основной, свободная струя Решетка 8 с непараллельными направляющими
Основной, стесненная струя
Плоская или из перфорированных воздуховодов Основной, свободная струя Щелевые и перфорированные выпуски 11, 12
Продолжение табл. 15
Условия, ограничивающие применение расчетных формул Формулы для определения
v0 , м/с, в сечении Ро Д/х или ДГо6р /С
4=->1,5 }'Fn Хп ух —_ F о (233) РхП] Д*р ^0^1 (234*)
Хп —— < 1,5 У Fa 1 ~^> 1 У^н Хп их ТП^с/Св^аУ^О (235) П\КсКв^ Fо Д/р ХпКп (236)
Хп Рх П1\КсКиКн^ Fq (237) MiKbT/ Fq д/р Ь ХпКн (238)
хп > 1 ух — tri\Kc /^в^СнУ F о (239) ., Uxrt‘ Д/р — — vam} (240*)
Ха^1 ,._к_у*г (241) п^Кв ~\/ Ьо Д/р 1/ Кп Г Хв (242)
Основной, стесненная струя Ха > 1 1 - “ Ьо (243) A A АГр o0ffii (244*)
В верхней зоне из плафонов V Полная веерная То же Плафоны 9, 10 0,5 <-—< 1,5 л п Хп-Н Ох — тгКс^ Fa (245) Яг/СсУ FQ Мр Хп + 1 (246)
В верхней зоне из двух струйных плафонов VI Полная веерная рассеянная вертикаль- ная Основной, вер-тикаль-ная струя Плафоны двухструйной подачи 13 и 14 / 4“ Хц Ш2 Хп ха Ох — т[Кну Fo (247) niTFo Ыр КвХп (248)
Основной, настилающаяся струя 1 “h Хп ^2 Хп TTt\ Хп + 1 Ох m2^Fa (249) Fq Мрх + 1 Xa + l (250)
* Формулы пригодны для ориентировочных расчетов, так как нет данных испытаний.
§ 57. Распределение воздуха через регулируемые решетки
Подачу воздуха по схемам I—III (рис. 88) часто проектируют через регулируемые решетки (РР), т. е. решетки с направляющими жалюзи, при помощи которых воздух выпускается в любом направлении: вверх, вниз или в сторону. Устанавливая ( жалюзи под различными углами, можно получать веерные струи, а при установке жалюзи параллельно — компактные струи. Регулированием жалюзи можно увеличить или уменьшить дальнобойность струи.
Регулируемые типовые приточные решетки (серия ОВ-02-137 вып. 4) бывают трех исполнений: А, Б и В. Решетками исполнения А и В воздух может направляться вверх, вниз или горизонтально компактной струей; решетками в исполнении Б воздух может выпускаться неполной веерной струей, раскрывающейся в горизонтальном направлении.
Пример 31. Определить максимально допустимый расход воздуха через регулируемую решетку типа РР исполнения В размером 200 X 600 мм (Fo = 0,12 м2), которая подает воздух горизонтальной компактной струей (см. табл. 14, поз. 4). По конструктивным соображениям принято две решетки по ширине помещения. Решетки должны быть установлены на высоте ftp > 0,8/7п, т. е. выше рабочей или обслуживаемой зоны.
Размеры помещения: высота На = 5 м, ширина b = 12 м, длина в направлении приточной струи Z = 6 м. Высота рабочей зоны Л = 2 м. Объем помещения V — 360 м3. Нормируемая скорость воздуха в рабочей зоне Пнорм = 0,5 м/с. Рабочая разность температур Л/р = 5°С. Допустимая разность температур в рабочей зоне Д/ДОп = 0,5°С. Полное расстояние струи до рабочей зоны Хп = 6 + 5 — 2 м. Площадь поперечного сечения помещения, приходящаяся на одну струю, Fn = 5-12/2 = 30 м2.
Решение 1. Принимаем установку решеток на высоте ftp = 0,8-5 = 4 м от пола до оси решетки, при которой струи воздуха будут настилающимися на плоскость потолка.
2. Принимаем схему подачи воздуха по рис. 88, а именно: для горизонтальной струи, настилающейся на потолок, будет схема II.
3. Для принятых условий по табл. 15, графа 6 находим, что для схемы II при горизонтальной компактной настилающейся струе, выпускаемой Хп
в верхнюю зону, ограничивающим условием будет .—— < 2,1.
. v
4. Уточняем ограничивающее условие: '
___Е_
VFn
64-5 — 2
5 /зб
= 1,64 < 2,1.
5. Определяем начальную скорость воздуха, выходящего из воздухораспределителя, по формуле (219), приведенной в табл. 15:
Хп 6 + 5 — 2
т2Дв/?0 6,41/0,12 '
где Их — максимальная скорость воздуха в рабочей зоне (для заданных условий, когда рабочие места находятся вне пределов прямого действия приточной струи, она определяется по формуле (192): щ = 2пН0Рм = 2,-0,5 = 1 м/с); т.2 — коэффициент затухания настилающейся струи, который по табл. 14,
232
графа 5 для решетки РР находим равным 6,4. Кв— коэффициент взаимодей ствия двух параллельных приточных струй, при расстоянии между решетками I = 6 м и Z/Xn = 6/9 « 0,67 >0,14 определяем по рис. 90: Кв = 1.
Так как струи компактные, настилающиеся и свободные, то в расчетной формуле (219) нет коэффициентов Ко и Л'ш и их определять не надо.
6. Проверяем по формуле (209), обеспечивается ли условие настильности струи по всей длине потолка, т. е. не будет ли отрыва струи от потолка для компактных струй:
Хот» = 0,5Ze‘ = 0,5-17,8 0,68 = 6,05 > 6 м,
где Z— геометрическая характеристика струи, определяемая по формуле (207):
Z = 5,45m v.,1 Л---£11--= 5,45 6,4-41 Z ——— = 17,8;
° У (nAfp)2 | (4,5-5)»
т — т2 = 6,4 и п = п2 — 4,5 — определяются по табл. 14, поз. 4; Мр = 5°С согласно заданным условиям; е* — величина, принимаемая по рис. 92,6 при Ло/бо = 0,25/0,2 = 1,25. Тогда е* = 0,68
Следовательно, отрыва струи от потолка не будет и нормируемая ско рость воздуха еИОрм = 0,5 м/с в рабочей зоне будет обеспечена.
7. Определяем максимальный расход воздуха через решетку и кратность воздухообмена в помещении:
£0 = Fqv0 3600=0,12-4- 3600 = 1728 м3/ч, я= 1728-2 д 6 обмен/ч. 360
8. Так как цяорм = 0,5 м/с будет в помещении обеспечена, то остается проверить максимальную разность температур в рабочей зоне по формуле (220), приведенной в табл. 15, графа 8:
ДО =5-4,5-1 /0,12 = 087сС рс
6 + 5-2
Допустимое значение ДД из условия комфортности определяется по формуле (193)
Д/х = 2Д/Доп = 2-0.5 = 1°С.
§ 58. Распределение воздуха струями, направленными вверх
В настоящее время все большее применение в зданиях с многокомнатной планировкой находят водовоздушные СКВ с эжек-
ционными кондиционерами-доводчиками. В этих системах воздух подается струями, направленными снизу вверх по схеме, приведенной на рис. 93
При расчете воздухораспределе-ния по данной схеме максимальная высота, которой может достигнуть вертикальная струя воздуха, определяется по формуле
{/мйкс = АГ V mJ^VF0. (251)
Рис. 93. Схема подачи приточного воздуха струей, направленной вверх:
/ — воздухораспределитель; 2 — окно; 3 — отметка верхнего уровня зоны ОЗ илн РЗ
233
Максимальная площадь живого сечения приточной решетки, м2, при которой возможна подача вертикальной струи холодного воздуха общей длиной Хп, направленной снизу вверх (по схеме, приведенной на рис. 93), составляет
В формулах М — коэффициент для свободной струи, равный 0,45, и для струи, настилающейся на стену, — 0,64; тх— коэффициент, принимаемый по табл. 14; Аг — критерий Архимеда, определяемый по формулам:
для неизотермических и веерных струй
Аг = Агк=11,1 (253)
окр
для плоских струй
Аг — Агп = 19,62—2^----, (254)
ОКр
где Fo — площадь выходного сечения, м2, Ьо — ширина выходной щели воздухораспределителя, м; Lo — количество воздуха, выпускаемого через воздухораспределитель, м3/ч; Ап — У + I + +(//п — h)—длина факела по схеме, приведенной на рис. 93 (при I 0,7/п), м; Д/Р = Д—tn — рабочая разность температур воздуха помещения и выходящего из воздухораспределителя, °C; о0 — скорость воздуха при выходе из воздухораспределителя, м/с; Токр — температура окружающего воздуха, К.
А4аксимальная скорость воздуха, а также разность между температурой помещения на границе зоны ОЗ или РЗ и экстремальной температурой воздуха в струе определяются по схеме II, приведенной на рис. 88, и формулам (219) — (228) табл. 15. Значение Ап определяется по формуле (252) и соответствующей схеме на рис. 93 при Ап = НПВ (где В — ширина помещения, приходящаяся на одну струю, м).
При недостаточной дальнобойности факела в помещении могут образовываться застойные зоны. В связи с этим при подоконной установке воздухораспределителей, например эжекцион-ных кондиционеров-доводчиков, максимальную глубину зоны обслуживания /п рекомендуется принимать равной 6 м при Нп = = 3,5 м и 5 м — при На = 2,5 м. Промежуточные значения определяются интерполяцией.
Для помещений небольшой высоты (2,6 м) при центральных СКВ рекомендуется воздухораспределители размещать у пола и применять конструкции, обеспечивающие сравнительно медленное уменьшение скоростей в струе (тх 4,5). Скорость при
234
выходе из воздухораспределителя рекомендуется принимать не менее 1,25 м/с при Д/р = 8,5°С.
При установке воздухораспределителей, обеспечивающих быстрое уменьшение скоростей в струе {гщ 2), скорость воздуха па выходе должна быть не менее 2,5 м/с при Д/р == 8,5°С.
При режиме нагревания помещения лучше применять боль- / шие скорости выпуска воздуха: рабочая разность температур для медленно затухающих струй воздуха рекомендуется 15—20°С, а для быстро затухающих 35—40°С.
Пример 32. Рассчитать подачу воздуха (см. рис. 93) для ассимиляции тепла в помещении размерами 4 X 5 м и высотой Нп = 2,5 м при следующих исходных данных: тепловыделения в помещении Qn = 750 ккал/ч; количество подаваемого воздуха L = 600 м3/ч; высота обслуживаемой зоны h = = 1,8 м; решетки устанавливаются на высоте у\ — 0,3 м над полом; число решеток — две, одинаковые по размерам и конструкции, типа РР (поз. 4 в табл. 14); соответствующие значения mi = 4,5, т2 — 6,4 и п2 — 4,5. Температура воздуха в помещении tB = 22°С.
Решение 1. Определяем необходимую рабочую разность температур
Afp
__ Qh
Lc'(
750
600-0,24-1,2
= 4,35СС.
2. Находим площадь живого сечения каждой из двух выпускных решеток по формуле (252) при необходимой длине факела (см. рис. 93). Для этого определяем
Хп = Нп — у! + 0,7/п + Дп — h = 2,2 + 0,7-5 + 2,5 — 1,8 = 6,4 м.
Количество воздуха, выпускаемого через каждую решетку, LQ = 600/2 = = 300 м3/ч, тогда
Принимаем Fc = 77«а«® == 0,04 м2.
3. Определяем скорость выхода воздуха из решетки
»о
300 3600-0,04
= 2,08 м/с.
Принятому значению т2 = 6,4 соответствует решетка с параллельными направляющими, создающая компактную струю, поэтому для расчета следует применить формулы (219)—(224). Площадь поперечного сечения помещения, приходящаяся на одну решетку,
Fn = 4-2,5/2 = 5 м2.
Находим отношение
Хп/Кп = 6,4/5 = 1,28 <2,1.
Следовательно, для расчета нужно принять формулу (221).
4. Находим скорость воздуха в месте входа струи в обслуживаемую зону
vx — v0
т2КсХв/Ко = 2 08 6,4 0,8 • 1 - <0,04
Хп
6,4
= 0,34 м/с.
235
Коэффициент К, находим по кривой 1 на рис. 89 при
X = °'7Лп = 0,7 6_’4 = 2; Кс = 0,8.
у7 F п
Коэффициент Кв = 1, так как //Лм = 2/6,4 = 0,31 > 0,14 (см. рис. 90).
5. Определяем максимальную разность температур в месте входа струи воздуха в рабочую зону по формуле (222):
0,34-4.5
ДК = 4,35----------= 0,47 С.
2,08-6,4
В результате расчетов находим, что скорость воздуха и разность температур в месте входа приточных струй в рабочую зону соответствуют нормативным ограничениям.
§ 59. Распределение воздуха через потолочные плафоны
Потолочными плафонами называются воздухораспределители, направляющие воздух радиально относительно оси отверстия, по которому к ним подводится воздух.
Применяют плафоны различных конструкций: универсальные тарельчатые типа ВУ, шестидиффузорные двухструйные типа ВДШ, двухструйные типа ВДП и др. В зависимости от конструкции плафона, скорости выпуска воздуха, рабочей разности температур и уровня установки в помещении плафоны могут создавать веерные струи, настилающиеся на потолок и затем на стены помещения по схеме V рис. 88, или струи, направленные непосредственно в рабочую зону по схеме IV, а также те и другие по схеме VI.
При подаче настилающимися струями плафон типа ВУ (рис. 94) устанавливается таким образом, что плоскость MN совпадает с плоскостью потолка помещения; в некоторых случаях плафон может быть опущен ниже потолка. Отражательный диск 5 для распределения настилающимися струями должен быть опущен ниже плоскости MN на 0,05 d0 (d0—-диаметр горловины), а при подаче струями, направленными под углом вниз, отражающий диск вдвигается в глубь диффузора на О,О1с/о от плоскости MN. Для размещения плафонов потолок следует разделить на квадраты или прямоугольники с отношением сторон не более 3 : 2 и размещать плафоны на пересечении диагоналей этих квадратов или прямоугольников. Расстояние между центрами плафонов рекомендуется принимать в пределах от 10 до 20 диаметров горловины.
Характеристика струй, создаваемых различными плафонами, приведена в табл. 15. Плафоны устанавливаются, как правило, в плоскости потолка. Изготовляются плафоны различной формы: круглые, квадратные и прямоугольные. Воздухораспределение через плафоны рассчитывают, руководствуясь схемами IV, V и VI (рис. 88) и формулами (245) — (250), приведенными в
236
Рис. 94. Универсальный тарельчатый плафон типа ВУ:
1 — фланец; 2 — патрубок; 3 — диффузор, 4 — винт для регулирования положения диска; 5 — отражательный диск
Рис. 95. Шестидиффузорный двухструйный плафон типа ВДШ:
I диффузор; 2 — присоединительный патрубок
табл. 15. Значения коэффициентов Ш\ и т2, tii и п2 приведены в табл. 14.
Расчетом находят максимально допустимую скорость воздуха v0 в поперечном сечении горловины плафона Fo, исходя из нормируемых значений скорости и разности температур в местах входа струи в рабочую зону. Универсальный тарельчатый плафон типа ВУ предназначен для подачи воздуха настилающимися на потолок или направленными под углом вниз веерными струями.
Для обеспечения средней скорости движения воздуха в рабочей зоне помещения (до 0,2 м/с) через плафоны типа ВУ рекомендуется подавать не более 40 м3/ч на 1 м2 площади пола помещения, а при скорости движения воздуха до 0,3 м/с — не более 48 м3/ч, что при высоте помещения, например, 4 м соответствует 10—12-кратному обмену в час. Техническая характеристика универсальных тарельчатых плафонов типа ВУ приведена в приложении 31
Плафоны типа ВДШ (рис. 95) изготовляются шестидиффузорными с круглыми или квадратными диффузорами. Эти плафоны дают струи, расходящиеся под углом в стороны и вниз, поэтому они называются двухструйными. Площадь горловины плафона этого типа следует принимать не более максимального значения
Домакс = 0,013Хп, (255)
где Хп — расстояние до ОЗ или РЗ, м, определяемое по схеме VI (рис. 88).
При соблюдении этого условия максимальные отклонения местных температур воздуха от средней температуры в ОЗ или РЗ ориентировочно определяются по формуле
Д4Р < ± 0,08Д/р. (256)
Количества воздуха, которые рекомендуется подавать через плафоны типа ВДШ, равны 50—60 м3/ч на I м2 площади пола
237
a id > .
Рис. 96. Двухструйный потолочный плафон типа ВДП:
1 — присоединительный патрубок; 2 — отражательный перфорированный диск
помещения, что обеспечивает средние скорости движения воздуха в ОЗ или РЗ соответственно 0,2—0,3 м/с.
Техническая характеристика шестидиффузорных двухструйных плафонов типа ВДШ приведена в приложении 32.
Двухструйные плафоны типа ВДП (рис. 96) дают струи, настилающиеся на потолок, и струи, поступающие в ОЗ или РЗ через перфорированный диск. Техническая характеристика двухструйных потолочных плафонов типа ВДП приведена в приложении 33.
При расчете двухструйных плафонов типа ВДШ и ВДП нужно руководствоваться схемой VI рис. 88 и формулами (247) — (250) табл. 15.
Пример 33. Распределить 80 000 м3/ч воздуха через двухструйные плафоны ВДП в помещении размером 18X90 м, высотой 6 м. Температура воздуха в рабочей зоне tB = 20°С. Температура подаваемого воздуха /п = = 12°С. Допускаемая скорость движения воздуха в рабочей зоне с'ворм = = 0,25 м/с. Допускаемая разность температур в месте входа струи в РЗ Д/х = 0,5°С.
Решение. Проектируем размещение плафонов на пересечении диагоналей квадрата 9 X 9 м. Общее число устанавливаемых плафонов 2-10 = 20 шт. Наиболее короткий путь воздушной струи до РЗ (по схеме VI рис. 88) Ап = = 6 — 2 = 4 м; I = 9/2 = 4,5 м.
Для выбора формулы, при помощи которой находят данные плафонов (табл. 15), определяем значение выражения
I + Хп = 4,5 -f- 4 _ 2 12 Хп 4
По табл. 14 находим значения коэффициентов mt = 0,35, п2 = 0,8 и т2 = 1.
Отношение m2/mi = 1/0,35 = 2,83 > 2,12, следовательно, для расчета va пригодна формула (249):
со = 0,25.4 + 4'5 -
Предварительно принимаем плафон ВДП-6 с Fo = 0,31 м2 (приложение 33), тогда
= 0,25--8,5 = 3,84 м/с.
1- /одГ
Максимальная пропускная способность плафона
£п=v0Fо 3600=3,84 • 0,31 • 3600= 4300 м3/ч.
Суммарная максимальная пропускная способность 20-и плафонов
SLn = 20-4300 = 86 000 м3/ч > 80 000 м3/ч.
Проверяем возможность применения плафонов меньшего размера, т. е. ВДП 5 с Fo = 0,2 м2 (приложение 33), тогда
v0 = 0,25—------= 4,75 м 'с.
1-/0Д
238
Суммарная максимальная пропускная способность 20-и плафонов составит = 20-4,75-0,2-3600 = 68 400 м3/ч < 80 000 м’/ч.
Принимаем плафоны ВДП-6.
Определяем максимальную разность температур воздуха в рабочей зоне по формуле (250) в табл. 15;
Ых = 8
0,8 /0,31 4 + 4,5
0,42°С.
Из расчетов видно, что Д/х меньше Д/ДОп = 0,5°С.
§ 60. Распределение воздуха через потолочные перфорированные панели
Подача воздуха через перфорированные потолочные панели применяется главным образом в помещениях сравнительно небольшой высоты, когда необходимо обеспечить резкое снижение скорости и выравнивание температуры воздуха на малых расстояниях до входа струи в ОЗ или РЗ.
Перфорированные панели имеют отверстия диаметром от 2 до 10 мм. Коэффициенты живого сечения перфорированных панелей Дж.с рекомендуется принимать равными не более 0,05, т. е.
/Ск.с = 4^<°’05’ (257)
г пан
где Fnan — общая площадь панели, м2; Т/с — площадь живого сечения, м2.
Коэффициент живого сечения панели определяют по формуле
Кж. с = 0,785(г///)2, ;(258)
где d — диаметр отверстия, м; t — шаг отверстий, м.
Для хорошего распределения воздуха шаг отверстий принимают 4d, что соответствует значению Кж.с менее 5%. Перфорированные панели изготовляют различной формы: круглые, квадратные и прямоугольные.
Схема изотермической струи, выходящей из отдельной перфорированной потолочной панели, которая занимает небольшую часть потолка, приведена на рис. 97. Струя имеет участок формирования длиной X], начальный (Хг — Л\) и основной (Хх— — Х2) участки. На участке формирования из отдельных струй образуется общая струя, развивающаяся затем по законам компактных струй.
Участок формирования общей изотермической струи имеет незначительную длину, которая определяется по формуле
= 5/, (259)
239
Рис. 97. Схема изотермической струи, выходящей из перфорированной панели
Рис. 98. Два способа подачи воздуха через перфорированные панели:
а — панели непосредственно связаны с приточными воздуховодами; б — перфорированные панели и воздуховоды связаны через камеру давления; 1 — воздуховод;
' - перфорированная панель; 3 — камера статического давления
а расстояние от панели до начала основного участка струи, выходящей из круглых, квадратных и прямоугольных панелей
Л, = 4б0. (260)
В формулах (259) и (260) t — шаг между осями отверстий в панели, м; Ьо — ширина панели, м; для круглых панелей Ьо = = 0,89 Дттян (где Спан — диаметр панели, м).
Угол а0 раскрытия общей изотермической струи, выходящей из круглой перфорированной панели, практически постоянен и равен 18—20°.
При выходе из прямоугольных панелей с отношением сторон Ьо : а = 10 4- 20 на расстоянии до 15б0 струи раскрываются во все стороны под тем же углом (18—20°).
Различают два варианта подачи воздуха через перфорированные панели. В первом варианте (рис. 98, а) панели присоединяются непосредственно к распределительному воздуховоду, во втором варианте (рис. 98,б) воздух подается в пространство между подшивным потолком и перекрытием помещения, образующее камеру статического давления. В эту камеру вводится обычно воздуховод равномерной раздачи с выпуском воздуха вверх для выравнивания условий работы панелей, вмонтированных в подшивной потолок. Более равномерная работа панелей достигается при втором варианте подвода воздуха к ним при условии надлежащей герметизации камеры статического давления.
Скорость выпуска воздуха в живом сечении панели рекомендуется принимать v0 4 м/с.
Максимально допустимая рабочая разность температур воздуха Д/р = /в — /п определяется расчетом по формулам М. И. Гримитлина, приведенным ниже.
Перфорированные панели рекомендуется размещать рав
24«
номерно на потолке обслуживаемого помещения. Общая площадь, занятая панелями, не должна превышать 50% площади потолка. При этом условии, а также когда граница ОЗ или РЗ помещения находится в пределах начального участка струи Х = НП—h 4t>---X2, где X — расстояние от границы 03 или РЗ до потолка. Среднюю из максимальных скоростей воздуха на заданном расстоянии X Х2 от панели, сопоставимую с нормируемой скоростью воздуха пНорм, следует определять по формуле
f t* (261)
а среднюю из максимальных разностей температур воздуха в 03 или РЗ, сопоставимую с допустимой разностью температур Д^доп, — по формуле
Л 'х! =
Рис. 99. График для определения коэффициента Кс стеснения струй воздуха:
а — выходящих из квадратных и круглых панелей; б — выходящих из вытянутых прямоугольных панелей
1/ (262)
где v0 — скорость воздуха в живом сечении панели, м/с; Д/р — рабочая разность температур, °C; /Сж.с — коэффициент живого сечения панели; у. — коэффициент расхода при нормальном под
воде воздуха к панели, например из камеры статического давления (см. поз. 3 на рис. 98, б); ц = 0,75 при б 0,5г/ и у=1 при 6 > d (где б — толщина панели; d — диаметр отверстия); при выпуске воздуха через панели, присоединенные к воздуховоду равномерной раздачи (см. поз. 1 на рис. 90, а) у = 0,5; /Св — коэффициент для учета взаимодействия струй, выходящих из расположенных рядом панелей (см. рис. 93); /Сс — коэффициент для учета стеснения струй (рис. 99), где F\ и В] соответственно площадь и ширина потолка, приходящиеся на одну панель; /Сн — коэффициент для учета неизотермичности струй, определяемый при выпуске холодного воздуха по графику рис. 100; при этом величина А на абсциссе графика для панелей:
квадратных и круглых
ДГП
А = 0,009---
№
F Fпан^О
(263)
241
Рис. 100. График для определения коэффициента KB=f(A), учитывающий неизотер-мичность при выпуске воздуха через перфорированные панели
вытянутых прямоугольных
д/р - / хз
Л = 0’01 о02кс3 У Ь0КЖ'С , (264)
где Гпан—'площадь круглой или квадратной панели, м2; Ьо~ ширина прямоугольной панели, м; Х=Нп—h, м; Ни— высота помещения, м; h — высота обслуживаемой или рабочей зоны, м.
В тех случаях, когда верхняя граница ОЗ или РЗ находится в пределах основного участка струи, X > Х2, а суммарная площадь панелей 2FnaH < 0,5FnOT, средняя из максимальных скоростей воздуха vxz, сопоставимая с нормируемой его скоростью Унорм, определяется для прямоугольных панелей по формуле
vx2 = b0/X. (265)
Средняя из максимальных разностей температур в ОЗ или РЗ, сопоставимая с допустимой разностью температур воздуха для прямоугольных панелей, определяется по формуле
Д/х2 = Д41п|/ Ьо/Х. (266)
Для квадратных и круглых панелей соответственно
vx3 = 1 хпа" ; (267)
242
Д/х3 = 1,13Д/Х1п-—^4
(268)
где т •— коэффициент, характеризующий падение осевых скоростей в струе (для квадратных и круглых панелей при нормальном подводе воздуха т = 4, для прямоугольных вытянутых панелей при нормальном подводе воздуха т = 2, для всех панелей при касательном подводе воздуха из воздуховодов равномерной раздачи т = 1,8); и а; 0,82— коэффициент, характеризующий уменьшение разности температур по оси струи. Остальные обозначения приведены ранее.
Если перфорированные панели, через которые выпускается воздух, занимают всю площадь потолка, т. е. 2Епан = Епот, то среднюю из максимальных скоростей воздуха, сопоставимую с нормируемой его скоростью, следует определять по формуле
(269)
а среднюю из максимальных разностей температур — по формуле
(270)
где i — коэффициент, характеризующий падение количества движения на участке формирования струи, определяемый по графику рис. 101; Кв — коэффициент для учета неизотермичности струи на участке ее формирования, определяемый по графику рис. 100, при
ДД /1 = 0,1-4 vo
(271)
где d — диаметр отверстия, м. Остальные обозначения аналогичны приведенным для формул (261) —(268).
Согласно исследованиям М. И. Гримитлина при подаче охлажденного воздуха через перфорированный потолок влияние гравитационных сил, вызывающих увеличение скоростей воздуха в струе, сказывается главным образом на участке формирования струи (А\ = 5t, см. рис. 97). В дальнейшем это влияние практического значения не имеет.
Рис. 101. График для определения коэффициента i при S/’паи=/'пот. учитывающий падение количества движения на участке формирования струи
243
Пример 34. Рассчитать воздухораспределение через потолочные перфорированные панели для помещения лаборатории размерами 6 X 24 м, вы сотой 4,8 м. Тепловая нагрузка помещения (количество тепла, подлежащее ассимиляции подаваемым воздухом) составляет 15 000 ккал/ч. Высота ОЗ или РЗ h — 2 м По технологическим требованиям ад(ш = 0,5 м/с и Д/доп = 0,5°С. Воздух к панелям подводится воздуховодом равномерной раздачи. Требуется определить минимально необходимое количество воздуха L, размеры, число и коэффициент живого сечения панелей, среднюю из максимальных скоростей движения воздуха vz и разность температур воздуха ДА в ОЗ или РЗ, сопоставив с заданными.
Решение 1. Предварительно задаемся рабочей разностью температур Д/р = 6°С. Тогда требуемое количество воздуха
L= 15 000
-------------= 8720 м3; ч. 0,24 -1,2-6--'
2. Принимаем скорость воздуха на выходе из панелей vo = 3 м/с. Необходимую суммарную площадь живого сечения панелей
8720 З-ЗбиО
= 0,8 м-‘.
3. Конструктивно в каждом модуле помещения размером 6 X 6 м размещаем 4 панели размером 0,4X5 м. Общее число панелей 4X4 = 16 шт. Суммарная площадь панелей
1Тпан = 16-0,4-5 = 32 м2 < 0,5ТПот.
4. Требуемый коэффициент живого сечения
Аж. с = 0,8/32 = 0,025.
5. Определяем, в пределах какого участка струи находится верхняя граница ОЗ или РЗ помещения [формула (260)]:
X = Нп — h = 4,8 — 2 = 2,8 м;
так как 4Ь0 = 4-0,4 = 1,6, то X > 4Ь0, следовательно, верхняя граница ОЗ или РЗ находится в основном участке струи, и расчет скорости воздуха = = 0x2 следует вести по формуле (265).
6. Определяем по формуле (261) значение Оц. Предварительно находим значения вспомогательных коэффициентов Ас, Кв, Кп.
Кс находим по графику рис. 99; при отношении X/Bt = 2,8/1,1 =2,54, где Bi = 1,5 — 0,4 = 1,1 м — расстояние между гранями панелей, Ас = 0,35;
Кв находим по графику рис. 90.
Отношение расстояния между панелями В, к длине струи от выхода нз панели до входа в ОЗ или РЗ, равной Хп = X = 2,8 м, составляет 1.1 : 2,8 — = 0,4 > 0,14, поэтому, согласно графику, коэффициент, учитывающий взаимодействие струй, Кв = 1
Кв находим по графику рис. 100, для чего по формуле (264) определяем значение величины А:
А = 0,01
6
З2-0,353
2,8з 0,4-0,025
= 7,3.
Тогда Ан = 2,6.
Подставляя найденные значения в формулу (261), получаем
= 3-0,35-1-2,6]/о,025/0,5 = 0,6 м/с.
244
Коэффициент расхода принят равным 0,5, исходя из условия присоединения панели к воздуховодам равномерной раздачи.
7. По формуле (265) находим
va = 0,6-1,8j/0,4/2,8 = 0,41 м/с.
8. Среднюю из максимальных разностей температур в ОЗ или РЗ ЛС2 определяем по формулам (262) и (266):
Д/х1 = 6-----1----т 0,025 0,5= 1,45СС;
1 0,35-2,6 г ’ ’
ДД2 = 1,45-0,82]/0,4/2,8 = 0,45°С.
Таким образом, полученные результаты удовлетворяют заданию, поскольку Ux2 < vдоп = 0,5 М/С И Д(х2 < Л^доп = 0,5сС.
Проверим возможность увеличения рабочей разности температур с целью уменьшения требуемого воздухообмена. Так как аналитические формулы, связывающие Л/р с величинами Д/х и Лпх, не позволяют найти непосредственную зависимость между ними, задача решается методом проб.
9. Увеличим рабочую разность температур Д(р до 8°С. Тогда требуемое количество воздуха
L =
15 000
0,24-1,2-8
= 6500 м3'ч.
10. Необходимая площадь живого сечения панелей при v0 = 3 м/с
Ж.С
6500 3-3600
= 0,6 м3.
11. Число и размеры панелей оставляем без изменений расчету. Тогда требуемый коэффициент живого сечения
Кж.с = 0,6/32 = 0,019.
по предыдущему
12. Определяем их1 по формуле (261), коэффициенты Кс и Кв принимаем по предыдущему расчету.
Значение Кн находим по графику рис. 100.
Предварительно вычисляем величину А по формуле (264)
А = 0,01 —------1 Г —— =11,1; Кн = 2,9.
32-0,353 |/ 0,4-0,019
Тогда
t’xi = 3-0,35-1-2,9 уо,019/0,5 = 0,59 м/с < пдоп = 0,5 м/с.
13. Значение t)x2 находим по формуле (265)
fx2 = 0,59-1,8у0,4/2,8 = 0,41 м/с.
14. Значение Д/х| находим по формуле (262)
Д(Х1 = 8___!_____1 Л.°-о1£_ = 1 54°с.
1 0.35-2,9 |/ 0.5
15. Значение ДЧ2 находим по формуле (266)
Д/х2 = 1,54-0,82уо,4/2,8 = 0,48°С < taon = 0,5°С.
Полученные результаты также удовлетворяют заданию.
Расчеты показывают, что увеличение рабочей разности температур более 8°С недопустимо вследствие того, что Д/Х2>А(Доп = 0,5°С. Следовательно,
245
наиболее экономичен вариант с рабочей разностью температур Д/>=8°С и количеством подаваемого воздуха 1 = 6500 м3/ч.
Г л а в а XI
ЗАЩИТА Э7 ШУМА
В СИСТЕМАХ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 61. Основные акустические понятия и нормирование шумов
Звук как физическое явление представляет собой волновое движение упругой среды, а как физиологическое явление он определяется ощущением, воспринимаемым органом слуха. Звук, распространяющийся в воздухе, называется воздушным, а в строительных конструкциях и в любых твердых телах — структурным. Звуки, вызываемые ходьбой, перемещением мебели и т. п., называются ударным шумом.
Шумом принято называть всякого рода звуки, мешающие восприятию желательных звуков или нарушающие тишину, а также звуки, оказывающие вредное или раздражающее действие на организм человека.
Скоростью звука в какой-либо среде называется скорость распространения звуковой волны в этой среде. Скорость звука в воздухе при температурах 15—25°С равна примерно 340 м/с. С повышением температуры среды скорость звука увеличивается.
В качестве основных величин, участвующих в нормировании и расчетах по шумоглушению, принимаются звуковое давление р и его уровень L. Звуковое давление р — это разность между мгновенным давлением и средним, которое наблюдается в среде при отсутствии звукового поля. Звуковое давление выражается в килограмм-силах на квадратный метр (кгс/м2) или в паскалях (Па), уровень звукового давления — в децибелах (дБ).
Уровень звукового давления L определяют по формуле
l = 201g-^, (272)
Ро
где рСр — среднеквадратичное значение звукового давления в точке измерения, кгс/м2; р0 = 2-10~6 кгс/м2 — пороговое значение звукового давления.
Среднеквадратичное значение звукового давления определяется через мгновенные значения по формуле
Рср=]/?=}/ 4Н (273)
где t — текущее время, с; Т — период усреднения, который в практических расчетах принимают равным 50—100 мс.
246
Зависимость звукового давления от времени можно представить в виде суммы конечного или бесконечного числа простых синусоидальных колебаний давления. Каждое простое колебание характеризуется среднеквадратичным значением давления и числом колебаний в секунду, т. е. частотой. Единица частоты колебаний герц (Гц); одно колебание в секунду — 1 Гц.
Зависимость среднеквадратичных значений давлений этих синусоидальных составляющих (или соответствующих им уровней в децибелах) от частоты называется частотным спектром звука.
При акустических расчетах СКВ считают, что квадрат среднего звукового давления равен сумме квадратов средних давлений спектральных составляющих:
•> 2 , ~ 2 , —2 , . 2
Р2 — Pl + Р2 + РЗ + • ' ‘ + Рл •
(274)
При определении спектра указывают соответствующую ширину октавных полос. Октавной называется полоса частот, в которой конечная частота в два раза, а среднегеометрическая в 1,41 раза больше начальной.
Весь слышимый диапазон разделяют на восемь октавных по-
лос со среднегеометрическими частотами 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000 и 8000 Гц.
§ 62. Допустимые уровни звукового давления в помещениях
Интенсивность шума оценивается по номеру предельного спектра, который численно равен уровню звукового давления в октавной полосе со среднегеометрической частотой 1000 Гц.
Предельные спектры (ПС) изображены на рис. 102.
Кривая каждого предельного спектра характеризует допустимые по санитарно-гигиеническим нормам уровни звукового давления в диапазоне частот от 63 до 800 Гц при заданном уровне давления на среднегеометрической частоте 1000 Гц.
Рис. 102. Предельные спектры
247
Допустимые уровни звукового давления LMa принимаются в зависимости от назначения помещения и определяются номером предельно допустимого для каждого случая спектра. Для производственных помещений допустимые уровни звукового давления следует принимать по данным табл. 16, для жилых и общественных зданий — по данным табл. 17.
Таблица 16. Допустимые уровни звукового давления £доп от вентиляторных установок в производственных помещениях на постоянных рабочих местах
Наименование помещения
Помещения точной сборки, счетно-вычислительных машин, машинописные бюро Помещения лабораторий, табуляторов, перфораторных, магнитных барабанов, дистанционного управления Постоянные рабочие места в производственных помещениях и на территории предприятий
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гн
68 125 250 500 1000 2000 4000 8000
83 74 68 63 60 57 55 54
94 87 82 78 75 73 71 70
99 92 86 83 80 78 76 74
Таблица 17. Допустимые уровни звукового давления £доп в помещениях общественного и коммунального назначения, зрелищных предприятий и лечебных учреждений
Наименование помещения
Срсднегеим трмческме частоты октавных полос. Г и
63 125 | 250 500
1000 2000
4000
8000
Палаты больниц и санаториев, операционные больниц
Жилые комнаты квартир, спальные помещения детских учреждений, домов отдыха
Кабинеты врачей больниц, санаториев и поликлиник, концертные залы, номера гостиниц и комнаты в общежитиях Классы и аудитории в школах и учебных заведениях, конференц-залы, читальные залы и зрительные залы театров, клубов, кинотеатров
Рабочие помещения управлений, помещения конструкторских бюро
Залы кафе и ресторанов, столовые, фойе театров и кинотеатров
Торговые залы магазинов, спортзалы, пассажирские залы вокзалов, парикмахерские
51
55
59
63
71
75
79
39 31
44 35
48 40
52 45
61 54
66 59
70 62
24
29
34
39
49
54
58
20
25
30
35
45
50
55
14 13
22 20 18
27 25 23
32
42
47
30 28
40 38
45 43
52 50 49
Примечание. Допустимые уровни звукового давления, создаваемые установками кондиционирования воздуха, следует принимать на 5 дБ ниже указанных в табл. 16 и 17.
248
§ 63. Источники шума в системах кондиционирования воздуха
В СКВ основными источниками аэродинамического шума являются вентиляторные установки. Кроме того, шум создается при движении воздуха в воздуховодах, каналах и воздухораспределителях. Спектр аэродинамического шума вентиляторных установок состоит почти из всех частот диапазона от 63 до 8000 Гц.
Общий уровень звуковой мощности аэродинамического шума вентиляторов, если он не указан в паспорте завода-нзготовителя, определяется отдельно для стороны всасывания и стороны нагнетания по формуле
Чбщ=т + 251е// + 1О1е(2 + 8’ (275)
где L — критерий шумности, зависящий от типа и конструкции вентилятора, дБ, принимаемый по табл. 18; Q — производительность вентилятора, м3/с; Н — полное давление, создаваемое вентилятором, кгс/м2; б — поправка на режим работы вентилятора, дБ (см. примечание к табл. 18).
Октавные уровни звуковой мощности вентилятора, излучаемой в вентиляционную сеть, определяются по формуле
L„ =, — ДГ.+АГ,. (276)
где Д7-1 — поправка, учитывающая распределение звуковой мощности вентилятора по октавным полосам, дБ (определяется по табл. 19); ДГ2— поправка, учитывающая влияние присоединения вентилятора к сети воздуховодов, дБ (определяется по табл. 20).
Таблица 18. Значения критерия шумности L для вентиляторов, дБ
Тип и серия вентилятора
Сторона вентилятора о со 32 BPC Ц13-50 й ю СТ) СТ) ввд 2/001-ГП КЦ4-84В КЦЗ-90
Нагнетательная 41 44,5 47,5 48 41 52 52
Всасывающая 38 40 43,50 40 38 48 48
Примечания: 1. Значение поправки 6 при отклонении режима работы вентилятора не более чем на 20% от режима с максимальным КПД принимается равным 2 дБ, при отклонении более чем на 20%—4 дБ, при работе с максимальным КПД 6=0. 2. При неплавном подводе воздуха к входному патрубку вентилятора или установке дросселя во входном патрубке к значениям, указанным в табл. 18, надо добавлять: для центробежных вентиляторов 4 дБ, а для осевых — 8 дБ. Условия плавного подвода воздуха обеспечиваются, когда прямой участок воздуховода на всасывающей стороне имеет длину 1^2 d.
249
Таблица 19. Поправки ALlt учитывающие распределение звуковой мощности вентилятора по октавным полосам, дБ
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц Центробежные вентиляторы Осевые вентиляторы
с лопатками, загнутыми вперед с лопатками, загнутыми назад
(32) (6) (15) (18)
63 6 11 13
125 6 7 8
250 6 5 9
500 9 6 5
1000 13 9 7
2000 17 16 10
4000 21 21 16
8000 26 26 23
(16 000) (31) (31) (30)
Примечания: 1. Приведенные в табл. 19 данные без скобок соответствуют вентиляторам с числом оборотов от 710 до 1400 в минуту. 2. При частоте вращения от 1410 до 2800 об/мин весь спектр следует сдвинуть на строчку вниз, а от 350 до 690 об/мин—на строчку вверх, принимая для крайних октав значения, указанные в скобках. 3. Центробежные вентиляторы с лопатками, загнутыми вперед: ЦВ-50, Ц9-57, Ц9-55, ВВД, ЦП7-40, Ц6-46, ВДН, Ц12-90, ВРС, а с лопатками, загнутыми назад: Ц4-70, Ц4-76, Ц4-100, КЦЗ-90 и КЦ4-84В.
Кроме шума, создаваемого вентилятором, возможно генерирование шума по пути движения воздушного потока в различных элементах воздухораспределительной сети: дроссель-клапанах, тройниках, диафрагмах, плафонах, решетках, отводах и т. п.
С целью снижения уровня шума, возникающего в перечисленных выше элементах, рекомендуется для общественных зда ний ограничивать скорости движения воздуха в магистральных воздуховодах 6 м/с, а в ответвлениях — 4 м/с. Для производственных зданий эти скорости могут быть значительно большими и должны определяться расчетом в зависимости от допустимого уровня звукового давления (номера предельного спектра).
Общий уровень звуковой мощности шума, создаваемого дрос-сель-клапанами, шиберами, вентиляционными решетками, плафонами и другими воздухораспределительными устройствами, определяется по формуле
Чбщ=60,е^ + 301^ + 101е/?+^ (277)
где v — скорость воздуха на входе в устройство, подсчитанная по площади подводящего воздуховода (патрубка), м/с; £— коэффициент аэродинамического сопротивления рассматриваемого устройства (для дисковых плафонов ВНИИГС £=4; для анемостатов и плафонов с настилающейся струей, а также для приточных и вытяжных решеток при живом сечении 70% 1 = 2); F — площадь поперечного сечения подводящего воздуховода, м2;
250
Таблица 20. Поправка AL2, учитывающая влияние присоединения вентилятора или дросселирующего устройства к сети воздуховодов
Корень квадратный «з площади поперечного сечения патрубка вентилятора нли воздуховода, мм Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000
100 23,5 18 13 7,5 3 0,5
125 21,5 16,5 11 6,5 2 0,5
140 21 15 10,5 5,5 1,5 0
160 19,5 14,5 9,5 4,5 1 0
180 19 13,5 8,5 4 1 0
200 18 13 7,5 3 1 0
225 17 11,5 7 2,5 0,5 0
250 16 11 6 2 0,5 0
280 15,5 10,5 5,5 1,5 0 0
315 14.5 9,5 4,5 1 0 0
355 13,5 8,5 4 1 0 0
400 12,5 7,5 3 0,5 0 0
450 12 6,5 2,5 0,5 0 0
500 11 6 2 0,5 0 0
560 10,5 5,5 1,5 0 0 0
630 9,5 5 1 0 0 0
710 8,5 4 1 0 0 0
800 7,5 3 1 0 0 0
900 7 3 0,5 0 0 0
1000 6 2 0,5 0 0 0
1250 4,5 1 0 0 0 0
1400 4 1 0 0 0 0
1600 3 0,5 0 0 0 0
Примечание.
На частотах 4000 и 8000
Гц поправка AL2 = 0.
Б — поправка, дБ, зависящая от типа устройства (для дроссель-клапанов, анемостатов, дисковых плафонов Б = 6, плафонов ВНИИГС Б = 13, решеток 5=0).
Октавные уровни звуковой мощности шума, создаваемого в плафонах и решетках, рассчитываются по формуле (276), принимая поправки ALi по табл. 21.
Таблица 21. Поправки aL учитывающие распределение звуковой мощности шума плафоноЬ и решеток по октавным полосам, дБ
Тин устройства Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Анемостат Плафон ВНИИГС с отрывной 6 7 8 10 11 12 22 28
струей 8 7 5 9 15 20 26 30
То же, с настилающейся струей 7 7 5 7 15 23 28 30
Дисковый плафон 7 7 8 7 10 16 22 28
Решетка 13 8 8 8 8 8 13 18
251
§ 64. Расчет октавных уровней звукового давления
Расчет следует производить для постоянных рабочих мест или расчетных точек в помещении, наиболее близко расположенных к источникам шума, т. е. рассматривать более короткую ветвь воздуховодов.
В общем случае акустический расчет следует делать для каждой нз восьми октавных полос слухового диапазона — 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц. Однако для центральных СКВ при наличии разветвленной сети воздуховодов допускается производить расчет только для частот 125 и 250 Гц с округлением конечного результата до целого числа децибел. Кроме того, рекомендуется расчет производить и для частоты 1000 Гц, которая является номером допустимого спектра шума в октавных полосах.
Октавные уровни звукового давления в расчетных точках надлежит определять следующим образом.
Случай 1. Источник шума (вентиляционная решетка, плафон, автономный кондиционер и т. п.) находится в рассматриваемом помещении. Помещение обычное, к которому не предъявляются специальные требования по акустике. Октавные уровни звукового давления, создаваемого одним источником шума, следует определять по формуле
A = LpB-101gB + A + 6,
где — октавный уровень звуковой мощности источника шума, дБ, определяемый по формуле (276); В — постоянная помещения с источником шума в рассматриваемой октавной полосе, м2. Постоянная помещения В на расчетной частоте равна постоянной помещения на частоте 1000 Гц, умноженной на постоянный частотный множитель р, т. е. В = ц В1000. Значение Вщоо определяется по табл. 22 и рис. 103, а множитель ц — по табл. 23; Д — поправка на расположение источника шума. Если источник шума
Таблица 22. Характеристика помещений
Описание и назначение помещения
Характеристика помещения
Помещения без мебели, с небольшим количеством людей (например, металлообрабатывающие цехи и т. п.) а
Помещения с жесткой мебелью и небольшим количеством людей (например, кабинеты, лаборатории, деревообрабатывающие и ткацкие цехи и т. п.) б
Помещения с мягкой мебелью и большим количеством людей (например, помещения административных зданий, залы заседаний, аудитории, рестораны, универмаги и т. п.) в
Помещения со звукопоглощающей облицовкой потолка и стен (например, радио- и телестудии, вычислительные центры и т. п)
2S2
Рис. 103. Номограмма для определения постоянной помещения В
Таблица 23. Значения частотного множителя ц
Объем поме щения v, м8 Среднегеометрическая частота, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
У<200 0.8 0.75 0.7 0,8 1 1,4 1,8 2,5
200< У<500 0 65 0,62 0.64 0,75 1 1,5 2,4 4,2
У >500 0,5 0,5 0,55 0,7 1 1,6 3 6
расположен в рабочей зоне, то для всех частот Д = 3 дБ, если выше рабочей зоны — Д = 0.
Случай 2. Шум от вентилятора или элемента установки распространяется по воздуховодам и излучается в помещение через воздухораспределитель (решетку, плафон и т. п.). Помещение обычное, т. е. такое, к которому не предъявляются специальные требования по акустике. Октавные уровни звукового давления в помещении определяются по формуле
-Д^-lOlgB + A+ 6, (278)
где ДАрв — суммарное снижение (потери) уровня звуковой мощности шума вентилятора или элемента установки в рассматриваемой октавной полосе по пути распространения звука по воздуховодам (см.§ 65).
§ 65. Снижение уровней звуковой мощности вентиляционной сети
Снижение уровней (потери) звуковой мощности в прямых участках металлических воздуховодов прямоугольного сечения на один метр длины определяется по данным табл. 24.
253
Таблица 24 . Потери звуковой мощности в прямых участках металлических прямоугольных воздуховодов, дБ
Поперечное сечение воздуховодов, мм Среднегеометрические частоты октавных полосу Гц
63 125 250 500-800
160X160 0,4 0.4 0,3 0.2
500X500 0,4 0,4 02 0,1
юоохюоо 0,3 0,2 0,1 0,03
Примечания: 1. Для промежуточных размеров воздуховодов снижение уровней звуковой мощности определяется интерполированием. 2. Снижение уровней звуковой мощности в металлических воздуховодах круглого сечения не учитывается.
Таблица 25. Потери звуковой мощности в необлицованных поворотах прямоугольных воздуховодов, дБ
Размер воздуховода в плоскости поворота, мм Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
100 0 0 0 0 3 8,5 7 5
160 0 0 0 1,5 7,5 8 5,5 6
200 0 0 0 3 8,5 7 5 6,5
250 0 0 0,5 5,5 8,5 6,5 5 7
315 0 0 1 7 8 5,5 6 7,5
400 0 0 3 8.5 7 5 5,5 7,5
500 0 0.5 5,5 8,5 6,5 5.5 7 8
630 0 1.5 7 8 5 6 7,5 8
800 0 3 8,5 7 5 6,5 7,5 8
1000 0,5 5,5 8,5 6,5 5,5 7 8 8
1250 1,5 7.5 8 5 6 7,5 8 8
1600 3 8,5 7 5 6,5 7,5 8 8
2000 5.5 8,5 6,5 5 7 8 8 8
Примечание. При угле поворота, равном и менее 45°, снижение уровней звуковой мощности не учитывается.
Потери звуковой мощности в прямоугольных необлицованных поворотах воздуховодов определяются по данным табл. 25.
Для плавных поворотов и прямых колен воздуховодов с направляющими лопатками снижение уровней звуковой мощности определяется по данным табл. 26.
Потери звуковой мощности при резком изменении поперечного сечения воздуховода для всех частот как для расширения, так и для сужения определяются по данным табл. 27.
При плавном переходе сечения воздуховода снижение уровней не учитывается. Потери звуковой мощности в фильтрах и калориферах не учитываются.
Потери звуковой мощности в разветвлении (ответвлении) воздуховода для всех частот определяются по табл. 28.
254
Таблица 26. Потери звуковой мощности для плавных поворотов и прямых колен воздуховодов с направляющими лопатками, дБ
Ширина или диаметр поворота, м.м Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
125—250 0 0 0 0 1 2 3 3
260—500 0 0 0 1 2 3 3 3
510—1000 0 0 1 2 3 3 3 3
1100—2000 0 1 2 3 3 3 3 3
Таблица 27. Потери звуковой мощности при резком изменении поперечного сечения воздуховода
L I 1 1 Снижение уровней звуковой мощности, дБ
Отношение площадей поперечного сечеиия
FJF, F./F,
1 1 0
0,5 2 0,5
Примечание. F, и F2 — площади поперечного сечения воздуховода до и после изменения сечения, м2.
Таблица 28. Потери звуковой мощности в ответвлении воздуховода, дБ
Отношение Лиаг^2Л>тв Отношение Гмаг/Л'отв
1 2 3 4 5
0,1 10 10 10 10 10
0,2 9,5 10 10 10 10
0,3 7 10 10 10 10
0,4 5 8 10 10 10
0,5 3,8 7 8,5 10 10
0,6 2,5 5,7 7,4 8,6 9,5
0,7 1.8 4,8 6,5 7,8 8,5
0,8 1 4 5,8 7 8
0,9 0,5 3,4 5,1 6,5 7,5
1 0 3 4.8 6 7
Примечания: 1. /маг— площадь поперечного сечения магистрального воздуховода перед разветвлением, м2; FOTK — площадь поперечного сечения рассматриваемого ответвления воздуховода, м2; 27,™ — суммарная площадь поперечных сечений всех ответвлений данного разветвления, м2. 2. Для тройников на ответвлении с прямоугольным поворотом на 90° к снижению уровня звуковой мощности, полученному по данным табл. 28, надо добавлять снижение звуковой мощности в повороте воздуховода, определенное по табл. 25. 3. Для тройников на проходе следует учитывать снижение звуковой мощности только по табл. 28.
255
Таблица 29. Потери звуковой мощности из-за открытого конца воздуховода или решетки, дБ
Расположение воздуховода (решетки)
Конец воздуховода (решетка) совпадает с поверхностью стены 20
Конец воздуховода (плафон) выступает в помещение 25
200 зоо
0 0
1 о
Примечания: 1. f — частота, Гц; FB— площадь поперечного сечения воздуховода (решетки), м2. 2. Для жалюзийных решеток снижение уровня звуковой мощности равно нулю.
Потери звуковой мощности в результате отражения от открытого конца воздуховода или решетки в зависимости от частоты звука, площади поперечного сечения решетки или выпускного отверстия и их расположения в помещении определяются по табл. 29.
§ 66. Мероприятия по снижению уровней звукового давления
Мероприятия по снижению шума необходимо предусматривать во всех случаях, когда требуемое снижение уровня звукового давления LTp > 3 дБ хотя бы в одной октавной полосе.
Если в помещение поступает шум только от одного источника, то требуемое снижение уровней звукового давления Етр необходимо определять для всех частот по формуле
= —Ачоп + 5, (279)
где L — октавный уровень звукового давления, дБ, вычисленный по формуле (278); Ёдоп — допустимый по нормам октавный уровень звукового давления, дБ, определяемый по табл. 16 и 17.
Если в помещение одновременно поступает шум от нескольких источников, то расчет требуемого снижения октавных уровней звукового давления £тр определяется для каждого источника в отдельности по формуле
Етр Едоп -j- 101g tt -|- 5,
(280)
где Li — октавный уровень звукового давления, создаваемый рассматриваемым источником шума, дБ; п—общее число
256
принимаемых в расчет источников шума (например, общее число решеток приточной и вытяжной механической вентиляции и т. п.).
Для обеспечения требуемого снижения уровней звукового давления в помещении рекомендуется выполнять следующие мероприятия:
применять более совершенные с акустической точки зрения вентиляторы, кондиционеры, выбирать режимы работы вентиляторов на максимальном КПД и минимально возможном давлении, ограничивая скорости движения воздуха в воздуховодах;
устанавливать в СКВ специальные глушители шума;
производить звукоизоляцию воздуховодов;
применять в помещении звукопоглощающие облицовки, акустическую штукатурку или штучные звукопоглотители.
Необходимость проведения вышеуказанных мероприятий для обеспечения требуемого снижения уровней звукового давления определяется для каждого конкретного случая.
Допускаемая скорость движения воздуха перед воздухораспределительными или воздухозаборными устройствами вентиляторных установок (плафонами, вентиляционными решетками и т. п.) определяется по формуле
^оп = 0,7-10\ (281)
где
Laon+10lg^_ -301g + А + 6)
Г 11
Гдоп — допустимый по нормам октавный уровень звукового давления, дБ; В— постоянная помещения, м2, при данной октавной частоте, принимаемая по табл. 22, 23 и рис. 103; F— площадь поперечного сечения подводящего воздуховода, м2; п — число плафонов или решеток в помещении; | — коэффициент аэродинамического сопротивления элемента вентиляционной сети [для дисковых плафонов ВНИИГС (отрывная струя £ = 4; для апемостатов и плафонов с настилающейся струей £=2; для приточных решеток с живым сечением 65% £ = 4; для вытяжных решеток | = 2]; Д£]— поправка, принимаемая по табл. 21; Б — поправка, зависящая от типа элемента (для анемостатов и дисковых плафонов Б = 6 дБ; для плафонов ВНИИГС Б = — 13 дБ, для решеток Б = 0); Д— поправка на расположение источника шума (при расположении его в рабочей зоне Д = = 3 дБ; при расположении источника выше рабочей зоны Д = = 0); 0,7 — коэффициент запаса.
Допустимая скорость движения воздуха определяется только для одной частоты, которая для плафонов ВНИИГС равна 250 Гц, для дисковых плафонов — 500 Гц, для анемостатов и решеток — 2000 Гц.
257
§ 67. Проектирование глушителей для систем кондиционирования воздуха
В СКВ применяются трубчатые и пластинчатые глушители. Размеры глушителей для общественных и административных зданий зависят от скорости движения воздуха в них и расхода воздуха, проходящего через глушитель. Так, при номере предельного спектра шума ПС-25 допустимая скорость движения воздуха в глушителе vдоп = 4, при номере ПС-35 — 6, при ПС-45 — 8 и при ПС-50 — 10 м/с.
В производственных помещениях при номере предельного спектра более ПС-50 скорость движения воздуха в глушителях может быть увеличена до 12 м/с.
Необходимое сечение глушителя определяется по формуле
Fe = Q/®„, (283)
где Q — расход воздуха через глушитель, м3/с; оГл — допустимая скорость воздуха в глушителе, м/с.
Трубчатые глушители изготовляют из оцинкованной стали толщиной 0,8 мм, облицованной по периметру звукопоглощающим материалом слоем толщиной 100 мм. Схемы, основные размеры и технические характеристики прямоугольных и круглых типовых трубчатых глушителей приведены в табл. 30. Эти глушители изготовляют размерами до 500 X 500 мм или диаметром до 500 мм. Трубчатые глушители больших размеров не изготовляются вследствие ухудшения их эффективности с увеличением площади сечения. Необходимая длина трубчатых глушителей /гл определяется по формуле
/гл = ^тр/ДТгл, (284)
где AZ-тр — требуемое значение снижения шума в глушителе, дБ;
АДл — снижение шума па 1 м глушителя, дБ.
Длина глушителя принимается по наибольшему из всех значений, полученных по расчету для отдельных октавных полос. Глушители собираются из отдельных секций длиною 950 мм, соединяемых между собой на фальцах. Для предупреждения выдувания звукопоглощающего материала он защищается изнутри стеклотканью и стальным перфорированным листом со свободным сечением не менее 20% общей площади.
Наибольшее распространение в центральных СКВ имеют пластинчатые глушители, которые представляют собой набор пластин, заполненных звукопоглощающим материалом и расположенных параллельными рядами в общем кожухе. Схема пластинчатого глушителя показана на рис. 104.
При размерах поперечного сечения глушителя не более 2 X X 2 м можно устанавливать пластины как в металлическом кожухе, так и в строительных конструкциях. При больших размерах рекомендуется собирать глушитель в строительных конструкциях. Пластины изготовляются толщиной от 100 до 800 мм.
258
Таблица 30. Технические характеристики трубчатых шумоглушителей
Схема поперечного сечения шумоглушителя Шумоглушитель Размеры, мм Снижение шума на 1 м длины шумоглушителя, дБ, при среднегеометрических частотах октавных полос, Гц Гидравлический диаметр dr м
В н D 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
ШТП-1 150 100 4 10 13 20 23 20 15 10 0,123
ШТП-2 200 4 7,5 19 24 24 22 15 8 0,133
штп-з 150 4 7,5 19 24 24 22 15 8 0,16
ШТП-4 200 150 3,5 5,5 18 22 21 16 10 6 0,18
1 ШТП-5 3,5 5,5 18 22 21 16 10 6 0,2
ШТП-6 250 200 3,5 5,5 18 22 21 16 10 6 0,22
ШТП-7 400 3 4 11 12,5 14,5 10,5 6,5 3,5 0,266
\S22222222/ ШТП-8 250 3 4,5 14,5 17,5 17 13 8 4 0,25
'. в ШТП-9 400 250 3 4 И 12,5 14,5 10,5 6,5 3,5 0,31
ШТП-10 400 2,5 3,5 7 7,5 12 8 5 3 0,4
ШТП-11 500 250 2,5 3,5 10 12 13,5 10 6 3 0,334
ШТП-12 400 2 3 6,5 7 11 7 4,5 2,5 0,445
ШТП-13 500 2 3 5,5 6 10 6,5 4 2,5 0,5
1 ШТК-1 200 3 6 17 17,5 21 22 18 14 0,2
ШТК-2 250 2,5 5,5 14,5 13 16,5 17,5 И 9 0,25
штк-з 280 2 5 12,5 10 13 15 8 6,5 0,28
М- ШТК-4 — — 325 2 5 12,5 10 13 15 8 6,5 0,325
ж,( 4? ШТК-5 400 1 3,5 10 8 10,5 10 4 3,5 0,4
Р5>}£>- ШТК-6 450 1 3,5 10 8 10,5 10 4 3,5 0,45
1 ШТК-7 500 0,5 2,5 9 7,5 9,5 9 3 2,5 0,5
Таблица 31. Рекомендуемые
толщины пластин глушителя
Рис. 104. Схема пластинчатого глушителя:
1 — кожух; 2 — каналы для воздуха
3 — звукопоглощающие пластины; 4 -направляющие уголки; 5 — монтажньп зазор 8—10 мм, уплотняемый после
установки пластин
Частота, Гц Толщина средних пластин, мм Толщина крайних пластин, мм
500 и выше 100 100
250-125 200 100
125 400 200
63 800 400
Рекомендуемые толщины пластин в зависимости от определяющей частоты приведены в табл. 31.
Для центральных СКВ с разветвленной сетью воздуховодов оптимальная толщина пластин, как правило, равна 200 м.
Акустическая эффективность пластинчатых глушителей ранее характеризовалась снижением уровня шума на 1 м длины глушителя. Эта характеристика не учитывала дополнительные потери звуковой энергии на входе и выходе из глушителя и влияние распространения звука по стенкам кожуха и корпусу пластин. В связи с этим типовые шумоглушители, разработанные в серии 4.904-18/76, имеют унифицированные длины 1, 2 и 3 м и характеризуются снижением уровня шума в глушителе каждого типоразмера. Как правило, длина глушителя не должна превышать 3 м. Увеличение длины глушителя свыше 3 м нецелесообразно из-за неизбежных косвенных путей распространения звука. Если по расчету требуется длина 4 м и более, следует делить глушитель на две части, соединив их воздуховодом длиною 800— 1000 мм, причем на этом воздуховоде желательно установить гибкую вставку из прорезиненной ткани длиной 250—300 мм для предупреждения распространения звука по металлу.
Технические характеристики пластинчатых глушителей приведены в табл. 32.
Гидравлическое сопротивление пластинчатых глушителей ЛЯ определяется по формуле
д"-(£+к1Иг- ,285)
где £ — суммарный коэффициент местного сопротивления, отнесенный к скорости воздуха в свободном сечении глушителя (определяется по табл. 33); Л — коэффициент трения, находится 2Ah
по табл. 34; /Гл — длина глушителя, м; б/Гл = д + — гидравлический диаметр канала пластинчатого глушителя, м (здесь А — расстояние между пластинами и Ьгл — высота глушителя по
260
Таблица 32. Технические характеристики пластинчатых шумоглушителей
Схема поперечного сечения шумоглушителя Толщина средних пластин, В, мм Расстояние между пластинами Д, мм Фактор свободной площади, % Длина шумоглушителя, м Эффективность шумоглушителя, дБ, при среднегеометрических частотах октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 1 2,5 6 20 21 17 15 10
100 100 50 2 1,5 5 11 35 38 32 23 13
3 2 7,5 15 45 50 40 31 15
1 1,5 3,5 9 15 13,5 11 10 9
200 200 50 2 3 7 16 30 23 17,5 15 13
3 4,5 9,5 23 43 35 25 20 16
1 2,5 6,5 11 11,5 10,5 8 7 7
400 400 50 2 4,5 12 20 19 16 11 10 10
3 5,5 16,5 30 27 22 15 13 12
лкГ 800 800 50 1 2 5 8,5 6 9 6,5 10,5 5 8 5 7,5 5 7,5 4 6,5 4 6,5
3 12 12,5 13,5 11 10,5 10,5 10 10
1 9,5 13,5 16,5 14 14 13,5 13 12
800 250 25 2 17,5 22,5 28 26 24 21 18,5 16,5
3 24 33 38 37 34 26 22 20
Примечание. Эффективность шумоглушителей промежуточной длины следует определять интерполированием,
Таблица 33. Коэффициент местных сопротивлений пластинчатых глушителей
Фактор свободной площади <Р=я^св/ ^габ Коэффициент местного сопротивления для пластин £
с обтекателем без обтекателя
0,25 0,72 0,95
0,3 0,64 0,85
0,4 0,49 0,65
0.5 0,38 0,5
0,6 0,27 0,35
Примечания: 1. и Fran— соответственно свободная площадь глушителя и габаритная площадь кожуха, в котором установлен глушитель, м2. 2. Для трубчатых глушителей 5 = 0.
Таблица 34 . Значения коэффициента трения Л
Гидравлический диаметр глушителя dr , м Коэффициент трения X 0,1 0.06 0,2 0,05 0,4 0,04 0,6 0,03 1,0 0,025 1,5 и более 0,025
Примечания: 1. Для пластинчатого глушителя dr определяется по размерам одного из составляющих его одинаковых параллельных каналов. 2. Значения dT для трубчатых каналов приведены в табл. 30.
рис. 104); v — скорость в свободном сечении глушителя, м/с; у —плотность воздуха, кг/м3; g = 9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести.
В качестве звукопоглощающих материалов для трубчатых и пластинчатых глушителей шума применяют маты (холсты) из супертонкого стекловолокна (СТВ) или ультрасупертонкого базальтового волокна (БСТВ). Плотность заполнения 15—20 кг/м3.
Для установки только на вытяжных системах применяются также полужесткие плиты из стекловолокна марки ЦФД и из минеральной ваты марки ПП-80.
§ 68. Примеры акустического расчета систем кондиционирования воздуха
Пример 35. Определить характеристику и расчетные значения постоянной помещения В, если дано: помещение — зал заседаний объемом 10 X X 15 X 4 = 600 м3.
Решение. По назначению помещения (зал заседаний) в табл. 22 находим характеристику помещения в. Зная объем помещения и его характеристику, по номограмме (рис. 103) и табл. 23 находим расчетные значения постоянной помещения В для различных среднегеометрических частот, которые сводим в табл. 35.
Пример 36. Определить поправку для вычисления уровней звуковой мощности центробежного вентилятора Ц4-70 при частоте вращения 600 об/мин.
Решение. Вентилятор типа Ц4-70 имеет лопатки, загнутые назад. Частота вращения менее 690 об/мин, следовательно, по табл. 19 (примечание 2) не-
262
Таблица 35. Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц (к примеру 35)
Среднегеометрические частоты, Гц Расчетные значения постоянной помещения В Характеристика помещений Ссылка
63 50
125 50
250 55
500 70
1000 100 в табл. 22, 23
2000 160 и рис. 103
4000 300
8000 600
обходимо всю колонку цифр сдвинуть на одну строчку вверх. Тогда для частоты, например, 1000 Гц поправка будет равна 6 дБ, для частоты 8000— 21 дБ, для частоты 250 — 7 дБ. Аналогично находятся поправки и для других частот.
Пример 37. Определить октавные уровни звуковой мощности шума на нагнетательной и всасывающей сторонах приточного вентилятора Ц4-70 № 6,3, если производительность вентилятора Q = 7000 м3/ч, развиваемое давление Н = 52 кгс/м2, частота вращения 930 об/мин. Вентилятор работает при максимальном КПД. Размеры выходного патрубка вентилятора 441X441 мм, всасывающего — 630 мм.
Решение. Определяем общий уровень звуковой мощности шума, создаваемого вентилятором на нагнетательной стороне, по формуле (275). Критерий шумности L = 41 находим по табл. 18, поправка на режим работы 6 = 0 согласно примечанию к табл. 18. Тогда
^общ. ваг =41+10 1g 2222- + 25 1g 52 + 0 = 89 дБ.
На всасывающей стороне вентилятора
^Обш. вс = 38 + 10 1g 2222 + 25 1g 52 + О = 86 дБ. oOUU
Октавные уровни звуковой мощности шума вентилятора на нагнетательной стороне определяем по формуле (276). Для этого по табл. 19 находим поправки ДГь учитывая, что лопатки вентилятора загнуты назад и он работает при 930 об/мин. Найденные поправки ДА] заносим в п. 1 табл. 36. Далее определяем поправки ДД2 по табл. 20 в зависимости от значения корня квадратного из площади выходного патрубка. В нашем примере |/4412 = 441 мм. Найденные поправки ДД2 заносим в и. 2 табл. 36.
Рассчитанные по формуле (276) октавные уровни звуковой мощности на нагнетательной и всасывающей сторонах вентилятора записываем в п. 3 и 4 табл. 36.
Пример 38. Произвести акустический расчет СКВ для помещения конструкторского бюро в административном здании. Помещение бюро имеет площадь 7,5 X 20 = 150 м2, высоту 4 м и объем 600 м3. Воздух в помещение подается вентилятором Ц4-70 № 6,3 по металлическим воздуховодам через четыре потолочных плафона ВНИИГС d = 400 мм. Производительность вентилятора Q = 7300 м3/ч, давление Н = 65 кгс/м2 и частота вращения 930 об/мин, режим работы—с максимальным КПД Размер выходного патрубка вентилятора 441 X441 мм. Скорость движения воздуха в сети воздуховодов
263
Таблица 36. Октавные уровни звуковой мощности, дБ (к примеру 37)
1 № п/п 1 Величина Ссылка Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Поправки ДА, Табл. 19 11 7 5 6 9 16 21 26
2 3 Поправки ДА3 Октавные уровни звуковой мощности на нагнетательной Табл. 20 12 6,5 2,5 0,5 0 0 0 0
4 стороне То же, на всасываю- Формула (276) 90 88,5 86,5 83,5 80 73 68 63
щей стороне Формула (276) 87 85,5 83,5 80,5 77 70 65 60
находится в пределах, рекомендуемых для предупреждения шумообразования (см. § 63), поэтому акустическим расчетом должен учитываться шум, создаваемый вентилятором. Расход воздуха через один плафон 1825 м3/ч. Требуется определить уровень шума в рабочей зоне помещения, создаваемый вентилятором СКВ, и найти необходимые размеры глушителей.
Решение. Расчет рекомендуется выполнять в три этапа.
I. Определяем октавные уровни звуковой мощности вентилятора и допустимые уровни в помещении.
1. Определяем по формуле (275) общий уровень звуковой мощности шума, создаваемого вентилятором на стороне нагнетания, и заносим в табл. 37, п. lj
= 41 + 10 1g + 25 1g 65 + 0 = 92,3 дБ.
Таблица 37. Допустимые и излучаемые уровни звуковой мощности, дБ (к примеру 38)
2
3
4
5
Величина Ссылка Среднегеометрические частоты октавных полос» Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Общий уровень звуковой мощности шума, создаваемого вентилятором на стороне нагнетания Формула (275) 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3 92,3
Поправка ДА[ при 930 об/мин Табл. 19 11 7 5 6 9 16 21 26
Поправка ДЬ2 Октавный уровень звуковой мощности шума вентилятора, излучаемой в сеть. Табл. 20 12 6,5 2,5 0,5 0 0 0 0
Допустимый уровень шума в по- Формула (276) 93,3 91,8 89,8 86,8 83,3 76,3 71,3 66,3
мещении Адоп Табл. 17 71 61 54 49 45 42 40 38
264
2. Октавные уровни звуковой мощности шума вентилятора Lp^, излучаемой в сеть, определяем по формуле (276) и заносим в табл. 37 п. 4. Поправки AZ-i и ДТ2 находим по табл. 19 и 20, которые записываем в табл. 37, п. 2 и 3.
3. Находим по табл. 17 допустимые (нормируемые) уровни звукового давления в помещении 7.доп и записываем их в табл. 37, п. 5. Согласно назначению помещения принимаем номер предельного спектра ПС-45.
II. Определяем снижения уровней звуковой мощности в элементах вентиляционной сети.
1. Находим допустимую скорость воздуха в плафонах по формуле (281). Площадь воздуховода F = 0,785-0,42 = 0,125 м2. Коэффициент аэродинамического сопротивления £ = 4. Допустимую скорость воздуха для плафонов определяем только для частоты 250 Гц [см. примечание к формуле (281)]. На этой частоте допустимый уровень звукового давления Laon, соответствующий кривой предельного спектра ПС-45, равен 54 дБ (см. табл. 17 и рис. 102).
Поправку Д£], учитывающую тип воздухораспределителя (решетки), находим для частоты 250 Гц по табл. 21: ДА] — 5 дБ.
Поправка Б, зависящая от типа воздухораспределителя, для плафонов равна 13 [см. примечание к формуле (282)].
Поправка Д на расположение источника шума в нашем случае равна нулю. Общее число плафонов и = 4. Постоянная помещения В = 55 (см. табл. 35).
Подставляя приведенные данные в формулы (281) и (282), получим допустимую скорость в решетках для среднегеометрической частоты 250 Гц:
54+101g -301g4+5-(13 + 0 + 6)
k = °’125'4__________________________=0,77.
60
Следовательно, oKon = 0,7-10* = 0,7-10°-77 = 4,13 м/с. Фактическая скорость воздуха в плафонах
1825 360J-0.125
Следовательно шум, генерируемый в плафоне, в дальнейшем расчете можно не учитывать.
2. Снижение уровней звуковой мощности в остальных элементах вентиляционной сети (рис. 105) определяем по данным § 65 и заносим в п. 1—5 табл 38. Туда же заносим сумммарные значения снижения звуковой мощности в вентиляционной сети (см. п. 6).
III. Определяем уровни звукового давления в расчетных точках помещения и размеры глушителя шума.
В нашем примере шум от вентилятора распространяется по воздуховодам и излучается в помещение через воздухораспределительную решетку (см. § 64 , второй случай расчета). Следователт но, расчет производим по формуле (278).
4 м/с < 4,13 м/с.
Рис. 105. Схема расчетной сети воздуховодов:
1 — плафоны ВНИИГС: 2 — гибкая встав-ка; 3 — шумоглушитель; 4 — кондиционер
9 142
265
Таблица 38. Снижение уровней звуковой мощности в вентиляционной сети, дБ (к примеру 38)
Ji п/п Величина Ссылки Среднегеометрическая частота октавных полос, Гц
63 125 250 500 1006 2000 4000 8000
1 Снижение уровня звуковой мощности в прямых участках воздуховода сечением 600 X 600 мм и длиной 5 м Табл. 24 (с интерполяцией) 1,9 1,9 0,9 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4
2 То же, в прямоугольном повороте шириной 600 мм Табл. 25 0 1,5 7 8 5 6 7,5 8
3 То же, при разветвлении воздуховода и ОТНОШеНИЯХ Гмаг ". foTB = 1,44 и /'маг: S Fotb = 0,72 Табл. 28 (с интерполяцией) 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8
4 То же, При Гмаг^отв =* 1,56 и /?маг«2 /*отв == 0,78 Табл. 28 (с интерполяцией) 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9 2,9
5 Снижение уровня в результате отражения от плафон? Табл. 291 (с интерполяцией) 14 8,2 3,8 1,2 0 0 0 0
6 Суммарное снижение уровней звуковой мощности 21,6 17,3 17,4 15,3 11,1 12,1 13,6 14,1
П р и м еч а н и я: 1. Снижение уровня шума в круглых металлических воздухопроводах не учитывается.
2. При пользовании табл. 29 по формуле f yFB=f j/6,125 =» 0,35f вычислены следующие значения вспомогательного параметра: 22, 44, 88, 176, 352, 704, 1408, 2816 (для среднегеометрических частот октавных полос в порядке их возрастания).
267
Таблица 39. Звуковое давление в расчетных точках помещения, дБ (к примеру 38)
,v4 п/п Величина Ссылка Среднегеометрическая частота октавных полос, Гц
63 125 260 500 1000 2000 4000 8000
1 Уровень звуковой мощности на выходе из решетки Ln —— В П. 4 табл. 37, п. 6 табл. 38 71,7 74,5 72,4 71,5 72,2 64,2 57,7 52,2
2 Параметр 101g В Формула (278) 17 17 17,4 18,5 20 22 24,8 27,8
3 Уровень звукового давления в расчетной точке от одной решетки Li = Lp* — &Lp^ — 10 1g В + 0 + 6 Формула (278) 60,7 63,5 61 59 58,2 48,2 38,9 30,4
4 Величина 10 1g n + 5 при п = 4 Формула (280) 11 11 11 11 11 11 11 11
5 Требуемое снижение уровня звукового давления Дтр = Ьг — Lpfin + 10 1g n + 5 Формула (280) 0,7 13,5 18 21 24,2 17,2 9,9 3,4
6 Эффективность выбранных глушителей при 1 = 2 + 2 = 4 м Табл. 32 п. 5 6 14 32 60 46 35 30 26
Примечание. Постоянная В при объеме помещения до 600 м3, в со ответствии с табл. 22, 23 и рис. 103, равна 50, 50, 55, 70, 100, 160, 300, 600 для среднегеометрических октавных частот в порядке их возрастания.
Определяем уровни звуковой мощности на выходе из решетки как разность между октавными уровнями вентилятора Lp^ (см. п. 4 табл. 37) и суммарными снижениями уровня звуковой мощности в вентиляционной сети ДЛр (см. п. 6 табл. 38). Данные заносим в табл. 39, п. 1.
Далее определяем параметр 10 1g В, для чего находим расчетные значения постоянной помещения В по табл. 22, 23 и номограмме на рис. 103, которые вносим в табл. 39 (п. 2 и 3) и примечание к табл. 39.
Затем находим уровни звукового давления в расчетной точке от одной решетки по формуле (278). Так как источник шума (плафон) расположен выше рабочей зоны, Д = 0. Например, для частоты 63 Гц уровень звукового давления составит (см табл. 39, п. 3):
Li = 71,7 — 17 + 0 + 6 = 60,7 дБ.
Далее определяем требуемое снижение уровня звукового давления по формуле (280). Для этого предварительно находим величину 10 1g п 4- 5, где п = 4 — общее число приточных плафонов. Тогда 10 1g 4 + 5 = 11, и заносим эту величину в табл. 39, п. 4.
Значение £Доп находим в табл. 37, п. 5.
Определяем требуемое снижение уровня звукового давления. Например, для частоты 63 Гц оно составит
£тр = Lt — LHod + 101g п + 5 = 60,7 — 71 + 6 + 5 = 0,7 дБ.
Полученные данные записываем в табл. 39, п. 5.
Чтобы подобрать глушитель шума, определяем по формуле (283) необходимое свободное сечение глушителя для помещения с номером спектра ПС-45:
О 7300
FcB^ v = 3600-8 — °-25м-гл
Выбираем из табл. 32 пластинчатые шумоглушители с толщиной средних пластин 200 мм, расстоянием между ними 200 мм и фактором свободной площади <р = 50%.
Принимаем два шумоглушителя длиной по 2 м. Глушители устанавливаются последовательно по потоку воздуха и соединяются между собой воздуховодом длиной 1000 мм с гибкой вставкой. Эффективность принятых шумоглушителей определяется удвоением данных п. 5 табл. 32 и заносится в табл. 39 п. 6. Как видно, эффективность принятых глушителей на всех частотах превышает требуемые значения снижения уровня шума. Определяющая частота 125 Гц.
Требуемое сечение глушителя при <р = 50%:
FcB = °’25- = 0,5 м2.
0,5 0,5
^габ —
Принимаем ширину 1000 мм и высоту 500 мм.
Гидравлическое сопротивление одного глушителя определяем по формуле (285)
ДЯ =
1 I— 1 = dr 2g
0,5+ -0-045'2 0,3
|—§1_-1,2 = 3,2 кгс/м2, ^2-9,81
где £ = 0,5 — суммарный коэффициент местного сопротивления, принятый по табл. 33 для пластин без отсекателя при отношении Fen: Ггаб = 0,5; Л = = 0,045 — коэффициент трения, принятый по табл. 34 при гидравлическом диаметре глушителя
dr —
2-0,2-0,5 _ 0,2 + 0,5
м.
268
Суммарное сопротивление двух последовательно установленных глушителей Д//е = 3,2-2 = 6,4 кгс/м2.
Аналогично выполняется акустический расчет для всасывающей стороны, поскольку распространение звука против воздушного потока практически ие отличается от распространения в направлении потока, так как скорость звука во много раз превышает практически применяемые скорости движения воздуха в СКВ.
Глава XII
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 69. Технические характеристики систем кондиционирования воздуха
СКВ требуют создания весьма сложных устройств, существенно влияющих на стоимость строительства и эксплуатационные расходы. В связи с этим технико-экономическая оценка СКВ всегда представляет интерес для организаций, заказывающих проект. Такая оценка выполняется не только в процессе проектирования, но и на предпроектной стадии, что особенно важно для выбора того или другого варианта системы или для решения вопроса о целесообразности устройства СКВ в тех случаях, когда строительные нормы требуют обоснования для проектирования внутри здания воздушной среды с оптимальными параметрами.
Перед экономическими расчетами СКВ на предпроектной стадии приближенно определяют ее технические характеристики в такой последовательности.
1. Производительность системы по воздуху, м3/ч
L = Упп, (286)
где Уп — внутренний объем кондиционируемых помещений, м3; п — кратность воздухообмена, которая принимается для общественных зданий 8—12 1/ч, для промышленных зданий 6—10 1/ч, для небольших помещений 12—18 1/ч.
Определение производительности СКВ по кратности допустимо только для ориентировочных расчетов или в случаях, когда есть данные для аналогичных объектов. Как правило, производительность системы определяется по материалам, приведенным в главе V.
2. Холодопроизводительность холодильной установки, ккал/ч
QX=J,2A?X, (287)
где q-n — расчетный удельный расход холода, ккал/кг, определяемый по табл. 40.
Годовой расход холода СКВ, ккал
Qx = kQ*nx, (288)
269
Таблица 40. Расчетные удельные расходы холода
Энтальпия наружного воздуха в теплый период по параметру Б, ккал/кг Удельный расход холода приточного воздуха , ккал/кг
без рециркуляции с рециркуляцией
11,5 3 2,2
12,5 3,5 2.5
13,5 4 2,8
14,5 4,5 3
15,5 5,5 3,5
16,5 6,5 4
17,5 7 4,5
18,5 8 5,5
где k — коэффициент неравномерности, зависящий от режима работы СКВ и изменяющийся для различных систем в пределах от 0,5 до 0,8, причем большие значения коэффициента относятся к системам с рециркуляцией воздуха; пх — число часов работы холодильной установки в год, определяемое по табл. 41.
3. Расход тепла QT СКВ, ккал/ч, на первый подогрев воздуха определяется по формуле
Q(= 1,2L(Z£-Zh), (289)
где 1гк — энтальпия воздуха после калориферов первого подогрева, принимаемая равной 5—7 ккал/кг; 1п — начальная энтальпия воздуха, ккал/кг. Для прямоточных СКВ /н = Z® ; для СКВ с рециркуляцией
ZH = 0,3 + /® + 0,7/в, (290)
где ZB — энтальпия внутреннего воздуха ккал/кг; Z® — энтальпия наружного воздуха по параметрам Б, ккал/кг.
На второй подогрев воздуха расход тепла, ккал/ч
1,2-ZAZ", (291)
где А7Г/ — перепад энтальпий воздуха при втором подогреве, принимаемый в пределах 1,5—2 ккал/кг.
Общий годовой расход тепла СКВ, ккал
Q? = (0,5Q[ «т + Q"/zK), (292)
Таблица 41. Продолжительность работы холодильных установок
Энтальпия наружного воздуха в теплый период по параметру Б, ккал/кг 125 270 575 1050 1550 2100 2450 2900
Число часов работы •становкг, ч/год 11,5 12,5 13,5 14,5 15,5 16,5 17,5 18,5
270
где пт — продолжительность отопительного периода, ч; пк — число часов работы СКВ в году.
4. Расход электроэнергии СКВ может быть определен по формуле
W = (NK + ,Vn + к)«к + (М< + М,. (293)
где NK, Ns, Ne.v, Nx, Nb.x — мощности, потребляемые соответственно вентиляторными установками кондиционеров, вытяжными агрегатами и насосами оросительных камер, компрессорами холодильных машин, а также насосами охлажденной и охлаждающей воды. Для ориентировочных расчетов можно принимать следующие значения этих мощностей, отнесенные к 1000 м3/ч обрабатываемого в кондиционере воздуха:
Потребитель
Вентиляторы кондиционеров, N' Вытяжные вентиляторы, N'
Насосы оросительных камер, N' * Компрессоры холодильных машин, N'
Насосы холодильных машин, N' н.х
Удельная мощность, Вт-ч/мэ
0,3
0,1
0,16
0,7 —1,5*
0,18—0,36*
* В зависимости от климатических условий.
В целом потребляемая СКВ энергия может быть оценена величиной, Вт-ч/год
U7 = [(TV + 7V' + к)Пк + (Л\ + Nn. JnJL. (294)
§ 70. Капитальные затраты на устройство систем кондиционирования воздуха
Стоимость центральной СКВ, тыс. руб.
5К. в = 6,906 + 61 Qx + 0,0511 +7,51 FB, (295)
где Qx — расчетная потребность холода, Гкал/ч; L — производительность системы по воздуху, тыс. м3/ч; FB — поверхность воздуховодов, тыс. м2.
Точность вычислений по формуле (295) по сравнению с данными реальных проектов находится в пределах от +22 до—17%, а в 80% случаев отклонение не превышает ±8%.
Если необходимо выделить стоимость элементов, из которых составляется сумма капитальных затрат, то пользуются другими зависимостями, составленными на основе обработки данных проектно-сметной документации.
Стоимость системы автоматизации составляет 20—25% суммы капитальных затрат.
271
Стоимость хладоцентра для СКВ, тыс. руб.:
при использовании поршневых компрессорных холодильных машин, работающих на хладоне при стандартных значениях холодильного коэффициента, может быть определена по формуле
Sx. к = /Пх(4,9 + 67QX), (296)
где тх — число холодильных агрегатов;
при использовании турбокомпрессорных холодильных машин и крупных бромистолитиевых агрегатов — по формуле
Sx.T=/nx(99 + 51Qx). (297)
Стоимость водозабора из артезианских скважин, тыс. руб.
Sa. с = 8 5 + 0.0С6С + (А - 25)(0,06 4- 1,73 - 10-"G'). (298)
где G — общий дебит артезианских скважин, м3/ч; G' —дебит одной скважины, м3/ч; h — глубина скважины, м.
Стоимость вентиляторных градирен системы оборотного водоснабжения холодильных машин, тыс. руб.
5гр = 7,5-Q°’93- (299)
§ 71. Эксплуатационные расходы
Эксплуатационные расходы складываются из энергетических и неэнергетических затрат.
К энергетическим затратам относятся затраты на тепло, электроэнергию и холод.
К неэнергетическим затратам относятся затраты на восстановление основных фондов, на ремонты, заработную плату персонала, управленческие и прочие расходы.
Для определения величины эксплуатационных расходов необходимо вычислить все элементы затрат и сложить их.
1. Затраты на электроэнергию при одноставочном тарифе, руб./год
5ЭЛ=ГСЭ, (300)
где W — расход электроэнергии, кВт-ч/год, определяемый по формуле (294); Сэ — стоимость 1 кВт-ч энергии, оплачиваемой по показателям счетчика, руб./кВт-ч. Одноставочные тарифы на электроэнергию для большинства энергосистем равны 0,02 руб./кВт-ч.
Для промышленных потребителей с общей присоединенной мощностью свыше 100 кВт установлены двухставочные тарифы на электроэнергию. Определение затрат на электроэнергию при двухставочном тарифе, руб./год
277
Таблица 42. Тарифы на электрическую и тепловую энергию
Энергоснабжающие организации и республики Двухставочные тарифы на электроэнергию За фактически израсходованную тепловую анергию Ст » руб./Гкал
за установленную мощность Суст. ’ руб./кВт за фактически израсходованную электроэнергию с'.Ю-3 , руб./кВт-ч
Мосэнерго 22 7,7 —
Ленэнерго 22 7,7 5,86
Куйбышевэнерго 18,2 7 4,54
Саратовэнерго —— —— 3,68
С вердловэнер го 17,9 6,6 ——
Киевэнерго 22 7,7 4,41
Днепроэнерго 12,8 6,8 5,33
Харьковэнерго 12,8 6,8 4,48
Одессаэнерго 27,6 10,5 4,45
Белорусская - ССР 33,7 9,2 4,56
Молдавская ССР 27,6 10,5 6,23
+ (301)
где Сует — основная плата за 1 кВт оплачиваемой мощности, руб./год; NycT — установленная мощность двигателей, кВт; С'8 — дополнительная плата за 1 кВт-ч расходуемой энергии, руб./кВт-ч; cos ф — коэффициент мощности, принимаемый равным 0,88.- .
При сопоставлении эффективности вариантов мощных СКВ в тех случаях, когда эти варианты существенно отличаются по энергозатратам, стоимость электроэнергии следует определять по специальной методике, учитывающей показатели замыкающих затрат на электроэнергию.
2. Затраты на тепло, расходуемое СКВ, руб./год
ST=:Q^CT, (302)
где QrT— расход тепла, определяемый по формуле (292); Ст — тариф на тепловую энергию, руб./Гкал.
Тарифы на тепловую энергию, руб./Гкал, отпускаемую потребителям некоторыми энергоснабжающими организациями, при--ведены в табл. 42.
Прн экономическом сопоставлении вариантов мощных СКВ, существенно отличающихся по расходам тепла, стоимость тепла определяют по специальной методике, использующей не тарифы, а замыкающие затраты на топливо. Эти затраты относят к топливу, добываемому в месторождениях, разработка которых
273
Таблица 43. Стоимость 1 Гкал холода, руб.
Холодильные машины Продолжительность работы установки, ч/год
1000 1600 2000 2500 3000 3500 4500
Компрессорные, работающие на хладоне 28 21 18 15 14 13 12
Абсорбционные бромистоли-тиевые * 35 26 22 19 17 15 14
* Для абсорбционных машин указаны значения стнмости холода при обогреве генераторов теплом от котельной.
экономически наименее целесообразна. Замыкающие затраты на топливо рассчитывают на перспективу с учетом комплексной оптимизации народного хозяйства.
3. Стоимость холода, получаемого от центральных холодильных станций, учитывается по тарифам, установленным для этих станций с учетом их оборудования и режима работы. При отсутствии данных о тарифах допустимо пользоваться табл. 43.
При работе абсорбционных машин на вторичных энергоресурсах или на отборной теплоте ТЭЦ, а также при использовании теплоты абсорбции и конденсации стоимость холода следует определять по его годовому потреблению, рассчитанному по формуле (288).
Если холодильная машина проектируется в составе СКВ и предназначается только для этой системы, то стоимости холода при расчетах эксплуатационных затрат определять не следует. В этом случае все элементы эксплуатационных расходов в СКВ (электроэнергия, амортизация, зарплата и т. д.) рассчитываются с учетом холодильного оборудования.
4. Годовые отчисления на восстановление основных фондов и затраты на текущие ремонты определяются как часть капитальных затрат. Для различных элементов СКВ установлены нормативы отчислений, приведенные в табл. 44.
Таблица 44. Нормативы отчислений на восстановление основных фондов и на ремонт СКВ
СКВ Норма отчислений, %
иа вое-становление на ремонт при числе часов работы в год
2000 3000 4000 6000 6000 7000
Центральные С неавтономными кондицио- 5,5 2 3,3 4,5 5,7 6,9 8,1
нерами С эжекционными доводчи- 6 4,8 6,4 8 9,5 10,9 12,2
ками 4,5 3,7 5 6,3 7,6 8,9 9,2
Прочее оборудование 11,7 — — — — — —
274
Таблица 45 . Нормативы отчислений на восстановление основных фондов и на текущий ремонт элементов холодильных станций
Элементы холодильных станций Норма отчислений, %
на восстановление на текущий ремонт
Холодильные машины: 8,9
компрессор ные 10,5
абсорбционные Аккумулирующие устройства: 7.8 6,6
железобетонные баки 5 —
металлические баки 8 —
Артезианские скважины 12,2 5
Вентиляторные градирни 12,5 1,8
Брызгальные бассейны 4,4 1,2
Для элементов холодильных станций установлены нормативы отчислений, приведенные в табл.45.
5. Затраты на заработную плату обслуживающего персона-^ ла, тыс. руб./год
53 = ПсмНк.вИс (303)
где «см — число рабочих смен; Нк.в — норматив численности эксплуатационного персонала для данной СКВ; Цс — годовой фонд заработной платы единицы эксплуатационного персонала, принимаемый с учетом премиальных выплат от 1,35 до 2 тыс. руб. на человека в год.
Норматив численности персонала, обслуживающего системы КВ, устанавливается ведомствами и зависит от числа кондиционеров и их производительности. Для систем, где используются небольшие центральные кондиционеры, установлен норматив 0,15 чел./смену на один кондиционер. Для машинистов и помощников машинистов компрессорных холодильных станций установлены нормативы, приведенные в табл. 46.
6. Годовые затраты на управление, технику безопасности и прочие расходы составляют ориентировочно 30% суммы неэнергетических эксплуатационных трат.
за-
§ 72. Определение приведенных затрат
При технико-экономическом сопоставлении вариантов СКВ, отличающихся по капитальным затратам и эксплуатационным расходам, эффективность вариантов оценивают по величине приведенных затрат, включающих в себя все виды затрат.
Таблица46. Нормативы численности машинистов и помощник ков машинистов холодильных станций при частичной их автоматизации, чел.
Число компрессоров Холодопроивводнтельг иость, Гкал/ч
до 1,5 1,5-3
2 2 3
3-4 3 4
5-8 4 5
275
Приведенные затраты
П = С + К/Т,
(304)
где С — эксплуатационные расходы, руб./год; К — капитальные затраты, руб.; Т = 8,33 года — нормативный срок окупаемости. Величина, обратная нормативному сроку окупаемости, 1/год, называется нормативным коэффициентом эффективности:
Тогда
Ен = 1/Т = 0,12.
П = С + ЕНК.
(305)
(306)
При оценке вариантов, требующих для своего осуществления существенных дополнительных капиталовложений в смежные отрасли народного хозяйства, приведенные затраты следует определять по формуле
П = С 4- ЕНК + ЕнЕнКр
(307)
где Ki — капиталовложения в смежные отрасли народного хозяйства, руб.
Глава XIII
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА И ВЫБОРА ОБОРУДОВАНИЯ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
§ 73. Методика ручного расчета систем кондиционирования воздуха
Пример 39. Рассчитать СКВ для механического цеха завода «Точэлек-троприбор», расположенного в г. Киеве, при следующих исходных данных:
габаритные размеры в плане 24 X 96 м, высота от пола до подшивного потолка 8 м; внутренний объем цеха V = 18434 м3;
количество работающих в цехе — 100 чел.;
работа, производимая в цехе, относится к категории средней тяжести;
по условиям технологического процесса необходимо круглогодично поддерживать в цехе температуру воздуха tB = 21 ± 0,5°С при относительной влажности <рв = 50 ± 5%;
за расчетные приняты параметры Б наружного воздуха;
допустимая скорость движения воздуха в рабочей зоне Одоп = 0,3 м/с;
допустимая разность температур в месте входа струи в рабочую зону Д^доп 0,4°С;
рециркуляция воздуха допустима, поскольку технологический процесс не сопровождается выделением вредных веществ первого, второго и третьего классов опасности;
производственные тепловыделения в цехе 360 тыс. ккал/ч (явное тепло), а источники тепловыделений расположены равномерно по площади цеха;
влаговыделения от технологического оборудования 54 кг/ч;
поступления тепла в цех за счет солнечной радиации 94 тыс. ккал/ч;
тептопотери цеха в расчетных условиях холодного периода 210 тыс. ккал'ч:
276
приток тепла через подшивной потолок 30 000 ккал/ч;
теплоотдача нагревательных приборов системы водяного отопления, размещенных у наружных стен, в связи с близким расположением рабочих мест (менее 2 м от окон) составляет в расчетных условиях 130 тыс. ккал/ч.
Решение. Расчет для теплого периода. 1. В приложении 13 находим расчетную температуру наружного воздуха /н и энтальпию /н. Параметры внутреннего воздуха tB и <рв принимаем согласно заданию. Наносим на / — d- диаграмму (рис. 106 сплошные линии) точки И и В, характеризующие соответственно состояния наружного и внутреннего воздуха, и выписываем все параметры, необходимые для расчетов: /Н = 28,7°С; /н=13,4 ккал/кг; <рн=43%; б/н=Ю,6 г/кг;
tMH=19,5°C; /В=21°С; /в= = 9,84 ккал/кг; <₽в= 50%;
dB=7,$ г/кг; /мв=14,7°С. Рис. 106. Построение процессов обработки
2. Намечаем схему органи- воздуха на I—d-диаграмме (к примеру 39) зации воздухообмена в цехе. Принимаем подачу воздуха в
верхнюю зону через потолочные плафоны типа ВДП. Вытяжку проектируем из нижней зоны через пристенные и приколонные тумбочки, снабженные ре-
гулируемыми решетками.
3. Для предварительного определения требуемой производительности СКВ принимаем рабочую разность температур Д/р = /ух — /п = 8°С. При выбранной схеме воздухообмена сверху вниз температура удаляемого воздуха в рабочей зоне /ух = /в и соответственно /п = /в — Д/р = 21° — 8° = 13°С.
4. Определяем требуемую полезную производительность СКВ для удаления явных тепловыделений. Согласно заданию в цехе работают 100 чел. Выделения явного тепла по данным приложения 14 равны 84 ккал/ч от 1 чел. (интерполируя между табличными значениями для /в = 20°С и 25°С).
Суммарные тепловыделения
= 360 000 + 94 000 + 30 000 + 100-84 = 492 400 ккал/ч.
По формуле (65) находим требуемую полезную производительность СКВ
Gn = _±2si_ = 492400 . = 256 000 кг/ч.
сД/р 0,24-8
5. Для проверки правильности выбранного значения Д/р, определяющего производительность СКВ, производим расчет воздухораспределения. К установке в подшивном потолке принимаем двухструйные плафоны типа ВДП. Размещение плафонов намечаем равномерное по всей площади помещения на пересечении диагоналей квадратов 6 X 6 м. Расчет производим по методике, изложенной в примере 33. Общее число устанавливаемых плафонов 4-16 = = 64 шт. Наиболее короткий путь воздушной струн до рабочей зоны (по схе
277
ме VI, рис. 88) Ад = 8 — 2 = 6 м; 1 = 3 м. Чтобы выбрать формулу для данных плафонов, определяем значение
I 4~ Хп _ 3 + 6 । g
6
По табл. 14 находим значения коэффициентов т1 = 0,9, п2 = 0,9 и т2 = = 1,15 (при bald0 = 0,2). Отношение mi/m-t — 1,15/0,9 = 1,3 < 1,5, следовательно для расчета используем формулу (249) (табл. 15)
t>0 = 0,3 6 + 3 .
1,15/Lo
256 000
Требуемая производительность плафона LT = ——— — 3340 м3/ч.
Предварительно принимаем плафон ВДП-5 с /?о=0,2 м2 (приложение 33), тогда
v0 = 0,3 _ = 5,25 м/с.
0 1,15-0,2
Максимальная пропускная способность плафона
Ln = 0,2-5,25-3600 = 3780 м3/ч > LT = 3340 м3/ч.
Проверяем возможность установки плафонов меньшего размера ВДП-4 с Fo = 0,13 м2, тогда
v0 - 0,3—6 .+ .3— = 6 5 м с
0 1,15-0,13
Максимальная пропускная способность плафона
Ln = 0,13-6,5-3600 = 3040 м3/ч < LT = 3340 м3/ч.
Принимаем плафоны ВДП-5 с диаметром горловины d0 = 500 мм, Fo = = 0,2 м2.
Определяем максимальную разность температур воздуха в месте входа струи в рабочую зону по формуле (250) в табл. 15:
Ых = AL,-”» = 8 °-9'°-45 = о,36°С < ДГ„)П = 0.4 С.
₽ Хп +1 6 + 3 доп ,
Очевидно, что увеличить рабочую разность температур не представляется возможным, поскольку Д4 незначительно отличается от Д/Яоп, следовательно, принятое предварительно значение является предельно возможным в данных условиях и корректировки не требует.
6. Строим процесс обработки воздуха в кондиционере на I — d-диаграмме. Кондиционер принимаем с оросительной камерой.
Определяем по формуле (15) энтальпию водяного пара при t = 1в = = 21°С: In = 597,3+0,44/ = 597,3+0,44-21 = 606 ккаЛ/кг. Находим выделения скрытого тепла в цехе (энтальпию поступающего водяного пара)
Qc = Win = (54 + 100-0,14) -606 = 41 200 ккал/ч,
где 0,14 кг/ч — влаговыделенпя 1 чел. согласно приложению 14.
Выделения полного тепла в цехе
Qn = QH + Qc = 492 400 + 41 200 = 533 600 ккал/ч.
Определяем угловой коэффициент луча процесса изменения состояния воздуха в цехе по формуле (29)
Оп 533 600 7Пт , г = - п- =-----—— = 7900 ккал/кг.
W 68
278
Определяем температуру приточного воздуха согласно принятому значению Atp> подтвержденному расчетом воздухораспределения:
ta = /в —Afp = 21 — 8 = 13°С.
По найденному значению е = 7900 ккал/кг наносим на диаграмму прямую ВП — луч процесса — до пересечения с изотермой t — 13°С. Точка П характеризует параметры приточного воздуха: = 13°С; 1ц = 7,74 ккал/кг; Фп = 80%;d п = 7>64 г/кг-
Относительную влажность воздуха после камеры орошения принимаем <р = 95%. Из точки П проводим прямую ПК по линии d = const до пересечения с кривой ф = 95%. Точка К характеризует параметры воздуха после камеры орошения: /к = 10,5°С; /к = 7,14 ккал/кг; фк = 95%; Jk — 7,64 г/кг; гиК= ю,1°с.
Схему обработки воздуха в кондиционере принимаем с первой рециркуляцией. В связи с незначительной потребностью в тепле для второго подогрева и сравнительно жесткими требованиями, предъявляемыми к поддержанию относительной влажности в цехе, устройство второй рециркуляции не предусматриваем, что позволяет упростить схему автоматического регулирования СКВ.
Количество наружного воздуха 6Н, подаваемого в цех, определяем из условия создания избыточного давления в цехе, препятствующего инфильтрации наружного воздуха и поступлению воздуха из смежных помещений. Принимаем GH равным двухкратному объему цеха, т. е.
Он = 2-24-96-8 « 37 000 м3/ч или 37 000-1,2 = 44 000 кг/ч.
В связи с герметизацией цеха и отсутствием естественного проветривания проверяем соответствие принятого количества воздуха требованиям приложения 13 к СНиП 11-33-75, согласно которым для систем, работающих с рециркуляцией, при кратности воздухообмена более 10 в час объем наружного воздуха должен составлять не менее 10% воздухообмена, т. е. в данном случае &н должно быть не менее 0,1-256 000 = 25 600 кг/ч. Принятое значение 6н = 44 000 кг/ч удовлетворяет этому требованию.
Наносим на I — d-диаграмму точку Blt определяющую состояние рециркуляционного воздуха после его подогрева на 1°С в вытяжном вентиляторе и воздуховодах:
/в, = <в + 1 = 21 + 1 = 22°С.
Соединяем точки Bi и Н прямой, которая определяет процесс смешения наружного и рециркуляционного воздуха.
На прямой В[Н находим точку С, определяющую параметры воздуха после смешения, исходя из соотношения количеств наружного (44 000 кг/ч) и рециркуляционного (212 000 кг/ч) воздуха.
Выписываем параметры воздуха в точке С: tc = 23,2°С; 1с = 10,7 ккал/кг; фс = 47%; de = 8,4 г/кг; /мс = 15,9°С.
Соединяем точку К с точкой С. Прямая КС — луч процесса в оросительной камере.
Наносим на I — d-диаграмму точку Ki, определяющую параметры воздуха с учетом подогрева его в приточном вентиляторе и воздуховодах на 1,5°С: <к, = 10,5+ 1,5 = 12°С; /к, = 7,5 ккал/кг; фк, = 86%; dx, = 7,64 г/кг.
7. Находим полную производительность кондиционеров с учетом 10% потерь в сети воздуховодов:
G' = 1,1-256 000 = 281 600 кг/ч.
8. Принимаем четыре кондиционера КТ-60 номинальной производительностью по 63 тыс. м3/ч каждый. Суммарная производительность кондиционе
279
ров 63 000-4-1,2 = 302 400 кг/ч с избытком обеспечивает требуемые по расчету 281 600 кг/ч. Расчетная производительность каждого кондиционера
G' = 281 600/4 = 70 400 кг/ч. п
9. Производим расчет оросительной камеры кондиционера по методу НИИсантехникн. Определяем универсальный коэффициент теплообмена по формуле (110)
Е’ = I — <к ~ *ы- к. ^м. н
В данном случае начальные параметры воздуха определяются точкой С, т. е. tB = tc и /м.н = <мс. Подставляя численные значения, находим
£'= 1
10,5—10,1 = 0 945
23,2 — 15,9
В соответствии с данными табл. 6 принимаем типовую двухрядную камеру с форсунками d = 3,5 мм, коэффициентом орошения ц = 1,3 и коэффициентом теплообмена Е — 0,92. Определяем расчетную массовую скорость движения воздуха в поперечном сечении оросительной камеры КТ-60 площадью 6,82 м2 по формуле (102)
(П) =
70 400 6,82-3600
= 2,9 кг/(м2-с).
В связи с незначительным отличием от номинальной скорости (уу) = = 3 кг/(м2-с) (табл. 6) поправочные коэффициенты к данным таблицы не вводим.
Из уравнения теплового баланса (111) находим выражение конечной температуры воды
tWK = twn + -10’7-=г7'14 = + 2,73°С.
1 ,о
В данном случае при наличии рециркуляции вместо /н в формулу подставляем значение /с. Подставляя это выражение и значение Е — 0,92 в уравнение (108), находим
, _1R Ю,1-(/w +2,73)
откуда twn = 6,5°С и twn = 6,5 + 2,73 = 9,23°С.
В связи с низким значением twn, которое вызовет увеличение емкости баков-аккумуляторов на холодильной станции, поскольку температура воды на выходе из кожухотрубных испарителей хладоновых компрессионных машин, согласно СНиП П-35-75, должна быть не ниже 6°С, увеличиваем коэффициент орошения ц до 1,4.
По данным табл. 6 увеличение р, в указанных пределах не влияет на значения Е' и Е.
Определяем twn при значении ц = 1,4:
Лгк = tWe + -10'7~7-15 = tw„ + 2,6°С.
Находим значение twn по уравнению (108)
t\xrn — 16 —
10,1 - (<W/H + 2.6)
1 — 0,92
откуда Zw-H = 6,8°С; tWK = 9,4°С.
2 ВО
10. Общее количество разбрызгиваемой воды в оросительной камере W = p,GK = 1,4-70 400 = 98 560 кг/ч.
И. Принимаем плотность расположения форсунок 24 шт./м2. Общее число форсунок Нф = 312 шт. (прил. 2).
Требуемая производительность одной форсунки по формуле (103)
W
Яф —
98 560
------= 316 кг/ч
312 '
Требуемое давление воды 2,2 кгс/см2 (см. рис. 44).
В связи со сравнительно высоким давлением (обычно принимают до 2 кгс/см2) форсунки принимаем латунные, без капроновых вкладышей, поскольку применение последних потребовало бы увеличения необходимого давления до 2,5 кгс/см2.
12. Расход холода в оросительной камере по формуле (105) составит
Qx = бк(/я — /к) = 70 400(10,7 — 7,14) « 257 000 ккал/ч.
13. Расход тепла на второй подогрев воздуха (от параметров точки /к4 до параметров точки /п )
Q2 = GK(/n — /К1) = 70 400(7,74 — 7,5) = 16 900 ккал/ч.
14. Расчетная кратность воздухообмена в цехе в теплый период года составит
п
256000 = 11,6 1/ч.
1,2-18 432 '
Расчет для холодного периода. 1. По приложению 13 находим расчетные параметры наружного воздуха для холодного периода (точка /7х):
/пх = —12°С; /нх = —4,7 ккал/ч; <рнх = 90%; с'н” = 0,5 г/кг.
Параметры внутреннего воздуха согласно заданию (точка В); /в = 21°С;
/в = 9,84 ккал/кг; фв = 50%; йв = 7,9 г/кг.
2. Построение процесса обработки воздуха в кондиционере на I — d-диаграмме приведено на рис. 106 сплошными и штриховыми линиями. Определяем количество избыточного явного тепла в цехе. Общая сумма теплопоступле-ний в цех складывается из производственных тепловыделений, поступления тепла от людей и отопительной системы. Из этой суммы вычитаем теплопотерн цеха в расчетных условиях, т. е. при tH — —21°С. Поступления тепла за счет солнечной радиации в холодный период года нс учитываем.
Q„ = 360 000 + 8400 + 130 000 — 210 000 = 288 400 ккал/ч.
Поступления полного тепла в цех составят
Qn = <2я + Qc = 288 400 + 41 200 = 329 600 ккал/ч.
Определяем угловой коэффициент луча процесса изменения состояния воздуха в цехе
Qn 329 600 я о со >
£ = —+ =---------=---= 4850 ккал,’кг.
w Ьо
281
Наносим на 1 — d-диаграмму точку Нх, характеризующую состояние наружного воздуха. Точка В остается неизменной, поскольку параметры в цехе поддерживаются на уровне теплого периода.
Производительность СКВ, учитывая требования, предъявляемые к поддержанию параметров воздуха в цехе, принимаем по расчету для теплого периода. Поскольку влаговыделения в цехе также не изменились, точка К, характеризующая параметры воздуха после оросительной камеры, остается неизменной. Из точки В по направлению в = 4850 ккал/кг проводим прямую ВПХ до пересечения с линией КП, проведенной из точки К по направлению d = const.
Точка Пх определяет параметры приточного воздуха; fnx =16,5°С; /пх = = 8,6 ккал/кг; <рпх = 64%; dnx =7,64 г/кг.
Точки Нх и В соединяем прямой НХВ, характеризующей процесс смешения наружного воздуха с рециркуляционным (подогрев воздуха в вытяжном вентиляторе в холодный период года не учитываем). Из точки К по направлению I = const проводим прямую КСХ до пересечения с прямой НХВ в точке С* соответствующей параметрам смеси наружного и рециркуляционного воздуха, требуемым для получения воздуха с параметрами точки К после изоэнталь-пического увлажнения в оросительной камере. Выписываем параметры воздуха в точке Сх: tc1 = 13,2°С; /сх = 7,34 ккал/кг; срсх — 68%; dcx = = 6,58 г/кг.
Расчетное количество наружного воздуха определяем по формулам смешения, исходя из требуемой энтальпии смеси:
Gh/h 4“ (G'B— Gr)Ib = G/n/cx,
откуда, подставляя известные значения 1В = —4,7 ккал/кг, 1В = 9,84 ккал/кг, /сх = 7,34 ккал/кг и G'n = 281 600 кг/ч, получим GH = 49 000 кг/ч, т. е. больше, чем требуется для поддержания избыточного давления в цехе (см. расчет для теплого периода). Это же значение можно получить графическим методом, исходя из соотношения длин отрезков ВС1 и №СЖ.
Таким образом, необходимость в первом подогреве отпадает, поскольку в расчетных условиях обеспечивается требуемая энтальпия смеси при заборе наружного воздуха в количестве, превышающем требуемое по расчету (49 000 вместо 44 000 кг/ч).
3. Определяем расход тепла на второй подогрев воздуха (от точки /к, до точки /пх )з
G2 = GK(/nx —/kJ = 70 400(8,6 —7,5)= 77 440 ккал/ч.
4. Производим тепловой расчет секции подогрева. Для улучшения условий работы автоматического регулятора температуры приточного воздуха в качестве теплоносителя для секции второго подогрева принимаем воду с постоянными параметрами тн = 60°С и тк = 40°С. Предварительно принимаем типовую однорядную секцию подогрева для кондиционера КТ-60 с обводным каналом и следующими техническими показателями (приложения 3 и 22): Fw = 84,9 м2; /ж.с = 2,18 м2; /т₽ = 0,00 127 м2.
Массовую скорость воздуха в живом сечении секции подогрева находим по формуле (78)
(о7) = 7О49° = 8,95 кг/м2с.
' и 2,18-3600 ‘
Расход теплоносителя определяем по формуле (81)
1ГТ = —ZL440 = 3872 кг/ч, т 60 — 40 '
282
скорость воды — по формуле (82)
3872
3600-988,07-0,00127
= 0,86 м/с.
Значение коэффициента теплопередачи секции второго подогрева находим по приложению 20 с интерполяцией
kw — 41,1 +0,06-0,7 = 41,5 ккал/(м2-ч-°С).
Требуемое значение теплоотдающей поверхности определяем по формуле (80)
77440
F w =-----------------------------— = 52,5 м2.
41 5< >6°+ 40 _ 12 + 16,5 ) ’ \ 2 2 /
Коэффициент запаса k, — 84,9/52,5 = 1,6, что значительно превышает пределы рекомендуемых значений.
Поскольку типовых секций подогрева с меньшей поверхностью не изготовляют, а излишне развитая поверхность теплообмена ухудшает условия регулирования, снижаем ранее принятые параметры теплоносителя тв и тк до 50 и 40°С соответственно.
Тогда расчетное значение
77 440
— /
41 / 50 + 30 12 + 16,5
’ \ 2 2
Следовательно, и k\ = 84,9/74,2 = 1,24 находится в допустимых пределах.
Гидравлическое сопротивление теплообменников секции второго подогрева по формуле (83)
Н* = 26,85 . 40,8-38721,85-101’ = 400
40'
Сопротивление проходу воздуха при (оу) = 8,95 кг/м2с находим по приложению 21: Лв = 9,4 кгс/м2.
Расчет аэродинамического сопротивления кондиционера. Согласно приведенным выше расчетам, к установке приняты четыре одинаковых кондиционера КТ-60 с расчетной производительностью каждого 70 400 кг/ч или примерно 58 700 м3/ч.
В практических расчетах в связи с небольшими скоростями движения воздуха в поперечном сечении кондиционеров КТ сопротивление проходу воздуха учитывают только в фильтрах, секциях подогрева, воздухоохладителях и оросительных камерах. Сопротивления вспомогательных секций, как правило, не учитывают. Сопротивление фильтра (предельное) из объемного нетканого материала 7/ф = 30 кгс/м2.
Сопротивление оросительной камеры КТ-60 7/,;=11 кгс/м2 (приложение 2).
Сопротивление секции второго подогрева = 9,4 кгс/м2.
Секции первого подогрева в данном примере отсутствуют.
Общее сопротивление кондиционера 2/7 = 30 + 11 + 9,4 = 50,4 кгс/м2.
По графику холодопроизводительность машины составляет 360 000 ккал/ч. При отсутствии графиков холодопроизводительность может быть определена теоретическим расчетом, как показано в примере 26.
Суммарная холодопроизводительность трех машин Qx = 360 000-3 = = 1 080 000 ккал/ч, что соответствует потребности в холоде для кондиционеров (257 000-4 = 1 028 000), поскольку расхождение в 0,2% практического значения не имеет.
283
Принципиальную схему холодоснабжения кондиционеров принимаем по рис. 68.
Для создания циркуляции в контуре отсек отепленной воды — испаритель — отсек охлажденной воды устанавливаем три насоса (по числу испарителей). Производительность каждого насоса должна составлять 75 м3/ч согласно данным приложения 29. Требуемое давление, которое должен развивать насос, определяется гидравлическим расчетом трубопроводов циркуляционного контура и сопротивлением испарителя (последнее по данным заводов изготовителей не превышает 1 кгс/см2 при номинальных расходах воды, указанных в технических характеристиках испарителей). По заданной производительности и определенной расчетом потере давления в циркуляционном контуре подбирают по каталогу соответствующий насос. Обычно для этих целей применяют центробежные насосы консольные типа К- Для данного примера подходит насос К-90/20, который, имея производительность 75 м3/ч, создает давление 2,2 кгс/см2 при п = 2900 об/мин.
Для подачи воды к форсункам оросительной камеры устанавливаем четыре насоса (по числу кондиционеров). Производительность каждого насоса, согласно приведенному выше расчету оросительной камеры, должна составлять 98 560 кг/ч или примерно 100 м3/ч. Давление, которое должен создавать насос, определяется суммой гидравлических сопротивлений трубопроводов (включая задвижки и смесительный клапан), требуемого давления перед форсунками и давления столба воды высотой, равной расстоянию по вертикали от нижнего уровня воды в баке до верхнего ряда форсунок в оросительной камере
Для выбора вентиляторной секции кондиционера предварительно определяем сопротивления воздухозаборного тракта и сети приточных воздуховодов, включая сопротивление шумоглушителей, регулирующих устройств и воздухораспределителей. По общей сумме сопротивлений кондиционера и перечисленных выше элементов воздушной сети определяют давление, которое должен развивать вентилятор кондиционера, и по каталогу завода-изготовителя выбирают соответствующий агрегат. В частности, кондиционер КТ-60 комплектуется тремя вентиляторными агрегатами с давлением 80, 120 и 160 кгс/м2.
Выбор оборудования холодильной станции. Согласно произведенным выше расчетам расход холода в оросительной камере одного кондиционера равен 257 000 ккал/ч. Суммарная потребность в холоде с учетом 10% потерь в трубопроводах и подогрева воды в циркуляционных насосах составит
Qx = 1,1-4-257000 = 1 130 800 ккал/ч.
Принимаем к установке три хладоновых компрессионных машины модели ХМ-22ФУ200/2.
Номинальная холодопроизводительность каждой машины составляет 400 000 ккал/ч при температуре испарения +5°С и температуре конденсации 35°С (приложение 30).
Для определения фактической холодопроизводительности в реальных условиях работы машины пользуемся графиком зависимости холодопроизво-'дительности от температур воды на выходе из испарителя ts2 и на входе в конденсатор Zwt, приведенным в каталоге ВНИИхолодмаш, изданном в 1971 г.
Минимальную температуру воды на выходе из испарителя принимаем, согласно СНиП П-33-75, равной t&2 = 6°С. Для охлаждения конденсаторов намечаем установку вентиляторных градирен. Температуру воды на входе в конденсатор (после охлаждения в градирне) принимаем на 5°С выше расчетной температуры наружного воздуха по мокрому термометру, т. е. Zwt = = 19,5 + 5 = 24,5°С, при значениях ts2 = 6°С и Zw, = 24,5°С.
Для рассматриваемого примера требуемое давление насоса составило примерно 3,6 кгс/см2. По каталогу подбираем насос типа 4К-8а, который при п = 2900 об/мин и производительности 100 м3/ч развивает давление 3,7 кгс/см2.
284
Насосы циркуляционных контуров холодильных машин и насосы кондиционеров обычно не резервируются. Предусматривается хранение на складе по одному насосу каждого типа для быстрой замены в случае выхода из строя какого-либо из работающих насосов.
Емкость бака-аккумулятора при автоматическом управлении работой холодильных машин определяют по формуле (179)
V6 = . 860'3 ... ~ 85 м<
16(6,8 — 6)
В связи с намеченной установкой машин ХМ-22ФУ200/2, допускающих только два включения в час, емкость бака увеличивают вдвое, т. е. следует принять Vc = 85-2 = 170 м3. Бак может быть установлен как в помещении холодильной станции, так и на открытой площадке, вне здания.
В практических расчетах часто допускают снижение расчетной температуры воды на выходе из кожухотрубных испарителей до 4°С с целью значительного уменьшения необходимой емкости бака-аккумулятора. Однако при этом предусматривается установка резервного насоса на циркуляционном контуре испарителя и его автоматическое включение при выходе из строя рабочего насоса.
Требуемая емкость бака при /мин — 4°С
360-3-2
Уб =
16(6,8--4) 48 М3’
т. е. емкость бака уменьшилась в 3,5 раза.
В комплекте оборудования, поставляемого с холодильной машиной, как правило, имеются также приборы защиты испарителей от замораживания.
§ 74. Использование электронных вычислительных машин при проектировании систем кондиционирования воздуха
Традиционный ручной метод проектирования базируется на интеллектуальной деятельности инженера-проектировщика и выполняется без участия каких-либо проектирующих систем. При этом процесс проектирования, осуществляемый каждым конкретным разработчиком, имеет свой индивидуальный характер, вследствие чего, как правило, каждый проектировщик предлагает свое, отличное от других, проектное решение. Если процесс проектирования одного и того же объекта поручить нескольким независимым проектировщикам, будет получено несколько проектных решений, которые будут отвечать поставленным требованиям, но будут отличаться качественными показателями (экономическими, эстетическими, эксплуатационными и т. п.). Выбор лучшего из возможных вариантов позволит получить оптимальное проектное решение.
Стремление удешевить и ускорить традиционные методы проектирования привело к разделению всех процессов проектирования на творческие, требующие обязательного участия высококвалифицированного проектировщика (выбор расчетной схемы, математических методов и т. п.), и на нетворческие, рутинные,
285
выполнение которых можно поручить менее квалифицированным специалистам или механизировать (вычерчивание, выполнение расчетов и т. п.).
Внедрение в инженерную практику быстродействующих электронных вычислительных машин (ЭВМ) позволило коренным образом перестроить традиционные методы проектирования и перейти к автоматизированному или машинному проектированию.
В автоматизации процесса архитектурно-строительного проектирования в настоящее время уже имеются определенные успехи. Что же касается проектирования инженерного оборудования зданий и, в частности, установок кондиционирования воздуха, то в направлении создания автоматизированных систем проектирования для этих целей делаются лишь первые шаги. Вместе с тем ясно, что существенное улучшение качества проекта и сокращение сроков проектно-конструкторских работ могут быть достигнуты только за счет комплексной автоматизации всех видов труда инженера-проектировщика, включая и наиболее трудоемкие чертежно-графические работы.
Различают два уровня автоматизации проектирования с помощью ЭВМ.
На первом уровне ЭВМ применяются для автоматизации отдельных частных этапов проектирования, таких как гидравлические расчеты трубопроводов и воздуховодов, расчеты воздухообмена и теплопотерь, калориферных и вентиляционных установок и пр. Вся предварительная подготовка исходных данных, конструирование и оформление проектной документации по-прежнему выполняется вручную. При этом не используются полностью широкие логические и информационные возможности современных ЭВМ. Причинами этого являются недостаточная формализация и систематизация исходных данных по объемнопланировочным и технологическим решениям, а также отсутствие логических алгоритмов для автоматического использования этих данных в процессе проектирования.
Кроме того, не детерминирован процесс принятия основных инженерных решений, выполняемый обычно проектировщиком эвристически, на основе интуиции и опыта.
Трудности, вызванные необходимостью многократной подготовки информации при использовании отдельных программ, а также повторными вычислениями по общим частям алгоритмов не позволяют считать этот уровень автоматизации удовлетворительным.
Второй уровень состоит в разработке систем автоматизации проектирования (САПР), реализующих весь процесс проектирования в целом — от сбора и переработки исходной информации, инженерно-технических расчетов и конструирования до графического оформления проектной документации. В процессе действия такой системы на отдельных ключевых участках ее
286
в качестве оценивающего и направляющего звена может участвовать проектировщик. Для создания таких систем необходимо формализовать процесс выполнения всех этапов проектирования и на этой основе стандартизовать способы представления исходной информации и минимизировать ее объем. В качестве подпрограмм такая система естественно включает программы, разработанные на первом уровне автоматизации. При этом следует иметь в виду, что эффективность систем проектирования в большой степени зависит от удобства и простоты ручной подготовки исходной проектной информации. Поэтому при разработке этих систем особое внимание уделяется вопросу представления исходных данных в форме, принятой в инженерной практике.
Автоматизация всего процесса проектирования СКВ требует разработки системы алгоритмов и программ для:
переработки соответствующей геометрической информации;
определения теплопотерь, расчета тепло-влаго-газопоступле-ний, составления тепловлажностного баланса помещения;
выбора схемы воздухораспределения, определения максимальной рабочей разности температур, расчета требуемой производительности СКВ;
определения количества рециркуляционного и наружного воздуха, подбора кондиционеров;
расчета систем воздуховодов и воздухораспределительных устройств;
расчета процессов тепловлажностной обработки воздуха;
расчета камер орошения, воздухонагревателей, воздухоохладителей, фильтров и других элементов оборудования СКВ;
расчета тепло- и холодоснабжеиия систем кондиционирования воздуха;
расчета схемы автоматического регулирования;
расчета регулирующих клапанов и шумоглушителей;
технико-экономических расчетов СКВ, составления спецификаций, смет, графического оформления проектной документации.
Как видно из приведенной последовательности процесса проектирования СКВ, этапы, связанные с принятием основных проектных решений (выбор схем, оборудования и т. д.), носят творческий характер и их целесообразно выполнять вручную.
Операции, связанные с подготовкой к собственно расчету СКВ и содержащие логические и вычислительные задачи, необходимо алгоритмизировать.
Однако широко эксплуатируемые программы (или комплексы программ) по расчету и проектированию охватывают не более 30% всех задач в области кондиционирования воздуха. Эти программы написаны либо в кодах конкретной ЭВМ — Минск-22, Минск-32, М-220, М-222, БЭСМ-4, БЭСМ-6, «Наири», «Мир» и других, либо на алгоритмических языках АЛГОЛ, АЛГАМС, ФОРТРАН и др.
287
288
Таблица 47. Краткий перечень основных программ для ЭВМ
Этап проектирования СКВ Шифр программы Тип ЭВМ Организация- разработчик
Расчет теплопотерь с учетом инфильтрации в жилых и общественных зданиях (СНиП 11-33-75) Теплопотери-77 0ГП-1М KOPSAR БЭСМ-6, ЕС-1020 Наири-К ЕС-1020 КиевЗНИИЭП, г. Киев Одесский филиал Гипрограда Укргипропромсельстрой, г. Киев
Расчет теплопоступлений от солнечной радиации через наружные ограждения помещений общественных зданий (СНиП 11-33-76) ОГП-34 Наири-К Одесский филиал Гипрограда
Расчет калориферов для СКВ КАЛОР АПР-8 ОГП-11 Терма ЕС-1020 Минск 32 Минск-22 Наири-К Мин ск-32 Минск-32 Мордовгражданпроект, г Саранск Марийскгражданпроект, г. Йошкар-Ола ЛеиНИИпроскт, г. Ленинград Одесский филиал Гипрограда Гипрохиммаш, г. Киев Киргизпромпроскт, г, Фрунзе
Расчет глушителей аэродинамического шума —( Шарм БТ-49 М-222, ЕС 1020 ЕС-Ф020 Минск-22 ГСПИ, г. Ленинград ГПИ-5, г. Киев Алмаатинский Сантехпроект
Расчет регулирующих клапанов, установленных на трубопроводах калориферов Клапан Мир-1 Киевский Промстройпроект
Гидравлический расчет трубопроводов для теплоснабжения СКВ Харьков-52
Комплексный расчет и оптимизация СКВ (воздуховодов, калориферов, вентиляторов) Харьков-74 ORVENS Кама-32 1—— Паук
Расчет воздухораспределителей равномерной раздачи Расчет воздухораспределителей, создающих горизонтальные компактные струи ОРГАС-15 Струи
Комплексный расчет и оптимизация центральных СКВ (теплопоступлений, процессов обработки воздуха, оборудования) —
Расчет систем бескомпрессорного сухого охлаждения воздуха в СКВ Росинка-22 Росинка-24
Минск-32 (22) Харьковский Сантехпроект
Минск-32 (22) ЕС-1020 Минск-32 (22) Наири-К БЭСМ-6 ЕС-10-20 Харьковский Сантехпроект Укргипр опр ом сельстрой, г. Киев Гипрохиммаш, г. Киев Одесский филиал Гипрограда ГСПИ, г. Ленинград ГГГИ-5, г. Киев
Минск-32 Минск-32 Гипрохиммаш, г. Киев Гипрохиммаш, г. Киев
Минск-32 (22) Минск-22 КиевЗНИИЭП, г. Киев Минский филиал Ленгипромясомоллром Пермьгражданпроект, г. Пермь
Минск-22 КиевЗНИИЭП, г. Киев
В табл. 47 приведены отдельные этапы проектирования СКВ, для которых разработаны программы, ориентированные на различные типы ЭВМ.
Технология автоматизированного расчета по конкретной программе состоит в том, что проектировщик архитектурно-конструкторского бюро (АКБ) выдает задание на расчет в форме, принятой в инженерной практике. В подразделении автоматизированных расчетов (АПР) проектировщик — технолог, имеющий навыки по использованию программ,— выполняет подготовку (кодирование) исходных данных на стандартных бланках. Эта информация в вычислительном центре (ВЦ) перфорируется на машинных носителях (перфокарты, перфоленты) и передается оператору для счета на ЭВМ. Результаты счета вновь поступают к проектировщику в АПР для оценки и обработки полученных результатов и передачи их в АКБ.
Имеется и другой способ организации процесса решения задачи на ЭВМ, когда подготовка исходных данных выполняется непосредственно инженерами-проектировщиками в АКБ и передается в ВЦ для перфорации и постановки задачи на ЭВМ, Однако наличие специализированного звена (АПР), выполняющего подготовку исходных данных, позволяет более оперативно выявлять ошибки, допущенные при автоматизированном проектировании, и ускорять время прохождения задачи в ВЦ.
На этапе подготовки исходных данных составляется расчетная схема системы СКВ, проставляются номера участков, производится заполнение массивов технологических, геометрических и нормативно-справочных показателей.
Решение задачи на ЭВМ состоит из вызова необходимой программы из библиотеки программ, хранящейся на магнитной ленте, ввода перфоленты (перфокарт) исходных данных и выполнения счета данной задачи с распечаткой результатов.
Правильная и четкая организация вычислительного процесса при проектировании СКВ позволяет в 2—3 раза сократить трудозатраты и улучшить качество проектных решений за счет точности и многовариантности выполняемых расчетов.
Приложение 1
ПРИЛОЖЕНИЯ
Некоторые физические величины и коэффициенты их перевода из единиц МКГСС в единицы СИ
Величина Система единиц Наименование единиц Сокращенное обозначение единицы Перевод в единицы СИ
Длина СИ метр М Основная единица
Масса мкгсс метр м —
СИ килограмм кг Основная единица
Время мкгсс килограмм-сила-секунда в квадрате на метр КГС'С2/М 1 кгс • с’/м =9,81 кг
СИ секунда с Основная единица
Сила мкгсс секунда а —
СИ ньютон и —
Удельный вес мкгсс килограмм-сила кгс 1 кгс = 9,81 Н
СИ ньютон на кубический метр Н/м*
мкгсс килограмм-сила на кубический кгс/м3 1 кгс/м’ = 9,81 Н/м’
Плотность СИ килограмм на кубический метр кг/м3
(объемная масса) мкгсс килограмм-сила-секунда в квадрате на метр в четвертой степени КГС'С2/м4 11 ИГС'С2/м4 = » 9,81 кг/м’
Работа, энергия СИ джоуль Дж
МК1 Сс кил огр а мм-сил а - метр кгс-м 1 кгс-ы =» 9,81 Дж
Внесистемная единица киловатт-час кВт'Ч 1 кВт'4 = 3600 кДж
Мощность СИ ватт Вт —
мкгсс килограмм-сила-метр в се- кунду кгс-м/с 1 кгс • м/с = 9,81 Вт
Внесистемная единица лошадиная сила Л, с. 1 л. с. •= 735,5 Вт 1 л. с. = 75 кгс-м/с
Давление (механическое иа- си ньютон на квадратный метр Н/м2 —
пряжение) мкгсс килограмм-сила иа квадратный метр кгс/м2 1 кгс/м2 = 9,8.1 Н/м2
Внесистемная единица миллиметр ртутного столба мм рт. ст. 11 МЫ рт. ст. = = 133,3 Н/м2
Величина Система единиц
Внесистемная единица
Динамическая вязкость СИ мкгсс
Кинематическая вязкость СИ
Угловая скорость вращения мкгсс СИ мкгсс
Термодинамическая температура СИ Внесистемная
!о Удельная теплота единица СИ Внесистемная единица
Удельная теплоемкость си Внесистемная
Энтропия системы единица СИ Внесистемная единица
Тепловой поток си Внесистемная единица
Коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи СИ Внесистемная единица
Коэффициент теплопроводности СИ Внесистемная единица
Холодопроизводительность Объемная холодопроизводительность Внесистемная единица
Продолжение приложения 1
Наименование единиц Сокращенное обозначение единицы Перевод в единицы СИ
миллиметр водяного столба мм вод. ст. 1 мм вод. ст. = = 9,81 Н/м2
ньютон -секунда на квадратный метр Н-с/м2 —
килограмм-сила-секунда на квадратный метр кгС'С/м2 1 кгс-с/м2 = 9,81 Н-с/м2
квадратный метр в секунду м’/с ——
квадратный метр в секунду м2/с —
радиан в секунду рад/с —
обороты в минуту об/мин 1 об/мин = 0,105 рад/с
Кельвин К Основная единица
градус Цельсия °C t = Т-273.15К
джоуль на килограмм Дж/кг —
килокалория на килограмм ккал/кг 1 ккал/кг = 4187 Дж/кг
джоуль на килограмм-кельвин Дж/(кг-К) —
килокалория на килограмм- ккал/ (кг-°С) 1 ккал/(кг-°С) =
градус Цельсия = 4187 Дж/(кг-К)
джоуль на кельвин Дж/К —
килокалория на кельвин ккал/К 1 ккал/К=4,187 X X 103 Дж/К
ватт Вт —
килокалория в час ккал/ч 1 ккал/ч = 1,163 Вт
ватт на квадратный метр Вт/м2 —
килокалория на квадратный ккал/(м-ч-°С) ,1 ккал/(м2-ч-°С) =
метр-час-градус Цельсия = 1,16-10-3 кВт/(м2.К)
ватт иа метр-градус Цельсия Вт/(м-°С) —
килокалория на метр-час-гра- ккал/(м-ч-°С) 1 ккал/(м-ч-°С) =
дус Цельсия см. тепловой поток = 1J16 Вт/(м-К)
килокалория иа кубический ккал/м5 1 тжал/м3 = 4,187
метр кДж/м3
Приложение 2
Техническая характеристика камер орошения
Кондиционер Номинальная производительность по воздуху, М»/ч Габаритные размеры поперечного сечения, мм Живое сечение ДЛЯ прохода воздуха, м* Номинальная массовая скорость воздуха в поперечном сечении, кг/(м»-°С) Общее число форсунок при плотности, шт./(м«-ряд) Сопротивление камеры, кгс/м1 Масса, кг
ширина высота 18 24
КД-10 10 000 776 1300 1 3,34 36 48 12,3 599
КД-20 20000 1536 1300 2 3,34 72 96 12,4 865
КТ-30 31 500 1665 2003 3,34 3 108 144 11 1534
КТ-40 40 000 1665 2503 4,17 3,2 144 192 12,3 1733
КТ-60 63000 3405 2003 6,81 2,94 234 312 11 2713
КТ-80 80 000 3405 2503 8,52 3,14 312 416 12,3 3031
КТ-120 125 000 3405 4003 13.65 2,94 468 624 11 4042
КТ-160 160 000 3405 5003 17,05 3,14 624 832 12,3 5213
КТ-200 200 000 5155 4003 20,8 3,2 720 960 11 5829
КТ-250 250000 5155 5003 25,8 3,24 960 1280 12,3 6826
Приложение 3
Техническая характеристика секций подогрева кондиционеров КТ
Кондиционер Число рядов трубок в теплообменнике Число базовых теплообменников Площадь, мя Сопротивление по воздуху, кгс/м»
однометровых полутораметровых живого сечения для прохода воздуха теплоотдающей поверхности
Без обводного канала
КТ-30 1 55,6 3,4
2 2 — 1,44 108,9 5,5
3 162,8 6,6
1 69,6 3,56
КТ-40 2 1 I 1,83 137,3 5,7
3 205,2 6,7
1 112,9 3,4
КТ-60 2 4 ,— 2,88 219,6 5,5
3 327,4 6,6
1 141,4 3.56
КТ-80 2 2 2 3,66 276,7 5.7
3 412,6 6,7
1 226,4 3,4
КТ-120 2 2 4 5.76 441,6 5,5
3 686.7 6,6
1 282,9 3,56
КТ-160 2 4 4 7,24 555,8 5,7
3 827,9 6,7
1 341,3 3,8
КТ-200 2 3 6 8,7 667,2 6
3 995 7,15
1 426,4 3,8
КТ-250 2 6 6 10,86 832,3 6
3 1240,1 7,15
293
Продолжение прилож. 3
Кондиционер Число рядов трубок в теплообменнике Число базовых теплообменников Площадь, м* Сопротивление по воздуху, кгс/мя
однометровых полутораметровых ЖИВОГО сечения для прохода воздуха теплоотдающей поверхности
С обводным каналом
К-ЗО 1 41,8 5,7
2 — 1 1,09 82,8 9,1
3 123,8 11
1 55,6 5,2
К-40 2 2 — 1,44 108,9 8,3
3 162,8 10
1 84,9 5,7
К-60 2 — 2 2,18 166,9 9,1
3 249 11
1 112,9 5,2
К-80 2 4 — 2,88 219,6 8,3
3 327,3 10
1 169,9 5,7
К-120 2 4 4,36 333,9 9,1
3 497,9 11
1 226,6 5,2
К-160 2 2 4 5,76 441,7 8,3
3 661,6 10
1 256,2 5,6
К-200 2 — 6 6,54 502,1 9
3 748,2 10,7
1 341,3 5,6
К-250 2 3 6 8,64 667,2 9
3 994,1 10,7
Приложение 4
Техническая характеристика секций подогрева с обводным каналом для кондиционеров КД
Кондиционер Число рядов труб Теплоотдающая поверхность» мя По воздушной части По теплоносителю
сечение обводного канала, мя живое сечение для прохода воздуха, мя сопротивление по воздуху, кгс/мя число ходов в одном калорифе- ре ЧИСЛО трубок в одном ходе живое сечение хода, мя
1 12,9 7,6 12 2 0,000508
КД-10 2 25,8 0,18 0,33 10,4 12 4 0,00 102
3 38,7 14.8 12 6 0,00 152
1 25.95 7,7 6 4 0,00 102
КД-20 2 51,9 0,36 0,65 10,6 6 8 0,00 203
3 77,85 15,3 6 12 0,00 305
294
Приложение 5
Техническая характеристика поверхностных орошаемых воздухоохладителей кондиционеров КД
Кондиционер Число рядов трубок Число теплообменников Холодоотдаю-щая поверхность, № Живое сечение для прохода воздуха, м1 Сопротивление по воздуху* кгс/м’
двухрядных трехрядных
4 2 64,3 50
5 1 1 80 55
КД-10 6 — 2 96,5 0,041 60
7 2 1 112,6 65
8 1 2 128,6 70
9 — 3 144,7 75
4 2 129,4 50
5 1 1 161,7 55
6 .—. 2 194 60
КД-20 7 2 1 226,4 0.81 65
8 1 2 258,7 70
9 — 3 291.1 75
Приложение 6
Техническая характеристика поверхностных неорошаемых воздухоохладителей кондиционеров КД и КТ
Кондиционер Число рядов трубок Число базовых теплообменников Холодоотдающая поверхность, м« Живое сечение для прохода воздуха, м1
однометровых полутораметровых
двухрядных трех-рядных двухрядных трехрядных
4 2 64,3
5 1 1 .— 80
КД-10 6 — 2 — — 96,5 0,41
7 2 1 — — 112,6
8 1 2 .— — 128,6
9 — 3 — — 144,7
4 2 _ 129,4
5 1 1 — — 161,7
КД-20 6 — 2 — — 194 0,81
7 2 1 — — 226,4
8 1 2 — 258,7
9 — 3 — — 291,1
295
Продолжение прилож. 6
Кондиционер Число рядов трубок Число базовых теплообменников Холодоотдающая поверхность, м* Живое сечение для прохода воздуха, м«
однометровых полутораметровых
двухрядных трех-рядных двухрядных трех-рядных
4 4 __ 217,8
5 2 2 — 271,7
КТ-30 6 — 4 — 325,6 1,44
7 4 2 — — 380,6
8 2 4 — — 434,5
9 — 6 — 488,4
4 2 — 2 — 274,5
5 1 1 1 1 342,5
КТ-40 6 — 2 — 2 410,4 1,83
7 2 1 2 1 479,7
8 1 2 1 2 547,7
9 —- 3 — 3 615,7
4 8 — — — 439,1
5 4 4 — 546,1
КТ-60 6 — 8 — — 654,7 2,88
7 8 4 — — 766,5
8 4 8 — — 874,3
9 — 12 — — 982,1
4 4 — 4 553,4
5 2 2 2 2 689,4
КТ-80 6 — 4 4 825,3 3,66
7 4 2 4 2 966
8 2 4 2 4 1102
9 — 6 — 6 1237,9
4 4 — 8 — 887,3
5 2 2 4 4 1105,3
КТ-120 6 — 4 — 8 1323,3 5,76
7 4 2 8 4 1548,9
8 2 4 4 8 1766,8
9 — 6 — 12 1984,9
4 8 — 8 — 1106,8
5 4 4 4 4 1378,7
КТ-160 6 — 8 — 8 1650,6 7,24
7 8 4 8 4 1932,2
8 4 8 4 8 2204,0
9 — 12 — 12 2475.9
4 6 — 12 — 1334,5
5 3 3 6 6 1661.4
КТ-200 6 — 6 — 12 1988,4 9,25
7 6 3 12 6 2328,7
8 3 6 6 12 2655,6
9 — 9 — 18 2982,6
4 12 — 12 — 1664,7
5 6 6 6 6 2072,5
КТ-250 6 .— 12 — 12 2480,3 10.86
7 12 6 12 6 2904,8
8 6 12 6 12 3312,6
9 — 18 — 18 3720,4
296
о Приложение 7
Техническая характеристика автономных кондиционеров
Кондиционер Производительность Охлаждение конденсатора (для водяного расхода воды, м’/ч) Холодильный агент Электрические параметры Мощность электродвигателя, кВт Габариты, мм Масса, кг
по воздуху, м’/ч по холоду, ккал/ч высота ширина длина
КВ1-17 КА-6А 3500 1700 17 000 7500 Водяное То же Хладон-22 Хладон-12 Переменный трехфазный ток 380 В, 50 Гц 4,2 1800 1200 500 540
„Азербайджаном* БК-1500 450 400 1600 1500 Воздушное То же Хладон-22 Хладон-22 Переменный ный ток 220 однофаз-В, 50 Гц 3,4 1,1 0,1 1400 410 400 530 420 600 950 675 585 340 70 46,5
Примечание. Свободное давление для кондиционеров КВ1-17 на выходе 30 кгс/м2
297
Приложение 8
Техническая характеристика неавтономных кондиционеров типа КНУ
Кондиционер Производительность Давление на выходе, кгс/м’ Питание Потребляемая МОЩНОСТЬ, кВт Система управления Габариты, мм Масса, кг
по воздуху, м’/ч по холоду, ккал/ч по теплу, ккал/ч
холодо-носитель теплоисточник электрические параметры длина ши- рина высота
первого подогрева второго подогрева
КНУ-2,5 2 500 14 500 43 000 8 000 26 Холод- Перегре- Перемен- 3,9 Элек- 1350 102 > 235' 785
КНУ-5 5 000 29 000 86 000 16 000 30 пая во- тая вода с ный трех- 7,2 триче- 1800 1025 2350 1020
КНУ-7,5 7 500 43 500 129000 24 000 30 да тем- перепадом фазный 7,2 ская 2251.1 1025 23^0 1270
КНУ-12 12 000 60 000 250 000 .7 000 30 перату- темпера- ТОК 14,5 Пневма- 1855 1815 2850 2500
КНУ-18 18 000 100 000 380 000 70 000 30 рой 8 С тур 130— —70°С 220/380 В, 50 Гц 14,7 тиче-ская 2745 1815 2850 3400
Приложение 9
Основные физические характеристики воздуха при давлении 760 мм рт. ст.
Температура воз-д^а’ 1 м1 сухого воздуха Парциальное давление водяных паров, на-сыщающих воздух Содержание водяного пара при полном насыщении
масса. кг взятый при 0°С образует при /°C объем, м* ВЗЯТЫЙ при /°C образует при 0°С объем, м* в 1 ма па-паровоз-душной смесн, кг в 1 кг паровоздушной смеси, кг В 1 КГ сухого воздуха, г
мм рт. ст. кгс/м1
—20 1,396 0,927 1,079 0,94 12,6 0,0011 0,0008 0,77
—19 1,39 0,93 1,075 1,015 13,8 0,0012 0,0008 0,86
—18 1,385 0,934 1,071 1,116 15,17 0,0013 0,0009 0,93
—17 1,379 0,938 1,066 1,207 16,41 0,0014 0,001 1,04
—16 1,374 0,941 1,062 1,315 17,78 0,0015 0,0011 1.11
—15 1,368 0,945 1,058 1,429 19,03 0,0016 0,0012 1.2
—14 1,363 0,949 1,054 1,551 21,06 0,0017 0.0013 1.3
—13 1,358 0,952 1,05 1,684 22,84 0,0019 0,0014 1.4
—12 1,353 0,956 1,046 1,826 24,89 0,002 0,0015 1,5
—11 1,348 0,959 1,042 1,979 26,95 0,0022 0,0016 1,65
—10 1,342 0,963 1,038 2,143 28,45 0,0023 0,0017 1,79
—9 1,337 0,967 1,034 2,32 30,82 0,0025 0,0019 1,93
—8 1,332 0,971 1,03 2,509 33,38 0,0027 0,002 2,08
-7 1,327 0,974 1,026 2,712 36,14 0,0029 0,0022 2,25
—6 1,322 0,978 1,023 2,928 39,1 0,0031 0,0024 2,4
-5 1,317 0,982 1,019 3,158 42,32 0,0034 0,0026 2.6
—4 1,312 0,985 1,015 3,404 45,79 0,0036 0,0028 2,8
—3 1,308 0,989 1,011 3,669 49,54 0,0039 0,003 3.1
—2 1,303 0,993 1,007 3,952 53,58 0,0042 0,0032 3,28
—1 1,298 0,996 1,004 4,256 57,96 0,0045 0,0035 3,58
—0 1,293 1 1 4,579 62,54 0,0049 0,0038 3,8
+1 1,288 1,004 0,996 4,926 67,16 0,0052 0,0041 4,15
2 1,284 1,007 0,993 5,294 72,08 0,0056 0,0043 4,48
3 1,279 1,011 0,989 5,685 77,31 0,006 0,0047 4,77
4 1,275 1,015 0,986 6,101 82,89 0,0064 0,005 5,1
5 1,27 1,018 0,982 6,534 88,83 0,0068 0,0054 5,4
6 1,265 1,022 0,979 7,013 95,14 0,0073 0,0057 5,78
7 1,261 1,026 0,975 7,513 101,85 0,0077 0,0061 6,21
8 1,256 1,029 0,972 8,045 108,99 0,0083 0,0066 6,65
9 1,252 1,033 0,968 8,609 116,56 0,0088 0,007 7,13
10 1,248 1,037 0,965 9,209 124,6 0,0094 0,0075 7,64
298
Продолжение прилож. 9
Температура воздуха, °C 1 м8 сухого воздуха Парциальное давление водяных паров, насыщающих воздух Содержание водянго пара при полном насыщении
масса, кг ВЗЯТЫЙ при 0°С образует при t°C объем, м8 ВЗЯТЫЙ при t°C образует при 0°С объем, м8 в 1 м8 паровоздушной смеси, кг В 1 КГ паровоз -душной смеси, кг в 1 кг сухого воздуха, г
мм рт. ст. кгс/м*
11 1,243 1,04 0,961 9,844 132,71 0,01 0,008 8,15
12 1,239 1,044 0,958 10,518 142,16 0,0107 0,0086 8,75
13 1,235 1,048 0,955 11,231 151,75 0,0113 0,0092 9,35
14 1,23 1,051 0,951 11,987 161,89 0,0121 0,0098 9,97
15 1,226 1,055 0.948 12,788 172,64 0,0128 0,0105 10,62
16 1,222 1,059 0,945 13,634 184,02 0,0136 0,0112 11,4
17 1,217 1,062 0,941 14,53 196,05 0,0145 0,0119 12,11
18 1,213 1,066 0,938 15,477 208,78 0,0154 0,0127 12,93
19 1,209 1,070 0,935 16,477 222,22 0,0163 0,0135 13,80
20 1,205 1,073 0,932 17,533 236,43 0,0173 0,0144 14.71
21 1,201 1,077 0,929 18,650 251,44 0,0183 0,0153 15,60
22 1,197 1,081 0,925 19,827 267,26 0,0194 0,0163 16,80
23 1,193 1,084 0,922 21,068 283,97 0,0206 0,0173 17,70
24 1,189 1,088 0,919 22,377 301,59 0,0218 0,0184 18,81
25 1,185 1,092 0,916 23,756 320,16 0,0230 0,0195 20,10
26 1,181 1,095 0,913 25,209 339,71 0,0244 0,0207 21,40
27 1,177 1,099 0,910 26,739 360,34 0,0258 0,0220 22,65
28 1,173 1,103 0,907 28,349 382,08 0,0272 0,0234 24,00
29 1,169 1,106 0,904 30,043 404,87 0,0288 0,0248 25,60
30 1,165 1,110 0,901 31,824 428,86 0,0304 0,0263 27,23
31 1,161 1,114 0,989 33,965 454,15 0,0320 0,0278 28,80
32 1,157 1,117 0,895 35,663 480,71 0,0338 0,0295 30,61
33 1,154 1,121 0,892 37,729 508,60 0,0357 0,0312 32,50
34 1,150 1,125 0,8Ь9 39,898 537,87 0,0376 0,0331 34,43
35 1,146 1,128 0,886 42,175 568,64 0,0396 0,0350 36,63
36 1,142 1,132 0,884 44,563 600,91 0,0417 0,0370 38,08
37 1,139 1,136 0,881 47,067 607,57 0,0439 0,0392 41,10
38 1,135 1,139 0,878 49,692 670,26 0,0462 0,0414 43,55
39 1,132 1,148 0,875 52,442 707,47 0,0486 0,0438 46,10
40 1,128 1,147 0,872 55,324 746,45 0,0511 0,0463 49,00
41 1,124 1,150 0,869 58,340 787,29 0,0538 0,0489 51,70
42 1,121 1,154 0,867 61,500 830,04 0,0565 0,0516 54,80
43 1,117 1,158 0,864 64,800 874,78 0,0594 0,0545 58,00
44 1,114 1,161 0,861 68,260 921,61 0,0623 0,0575 61,31
45 1,110 1,165 0,858 71,880 970,56 0,0654 0,0607 65,26
46 1,107 1,169 0,856 75,650 1021,77 0,0687 0,0640 68,91
47 1,103 1,172 0,853 79,600 1075,27 0,0720 0,0675 72,80
48 1,100 1,176 0,850 83,710 1131,16 0,0756 0,0711 77,00
49 1,096 1,180 0,848 88,020 1189,55 0,0792 0,0750 81,51
50 1,093 1,183 0,845 92,510 1250,50 0,0831 0,0790 86,69
10:
299
Приложение 10
I—d-диа! рамма влажного воздуха при рб=745 мм рт. ст.
Приложение 11
Нормы оптимальных метеорологических условий на рабочих местах в рабочей эоне производственных помещений и в обслуживаемой зоне других помещений
Характеристика помещения Категория работ Холодный и переходный периоды года при температуре наръ жного воздуха ниже 10° С Теплый период гола при темпериту ре наружного BO3iyxa + 10°C и выше
темпера тура воздуха, °C относительная влажность воздуха, % скорость движения воздуха, м/с температура воздуха, °C относи- тельная влажнеет ь воздуха, % скорость движения воздуха, м/с
Производственные, независимо от величины избытков явного тепла Легкая 20-22 60—30 ие более 0,2 22-25 60-30 0,2-0,5
Средней гяжест» 17—19 60-30 не более 0,3 20-23 60-30 0,2—0,5
Тяжелая 16-18 60-30 не более 0,3 18-21 60-30 0,3-0,7
Вспомогательные в производственных зданиях, в жилых и общественных зданиях, во вспомогательных зданиях предприятий 20—22 4.5-30 0,1—0,15 22-25 60—30 не более 0,25
Примечания: 1. Характеристику производственных помещений ио категориям выполняемых в иих работ в зависимости от затраты энергии следует принимать в соответствии с ведомственными нормативными документами исходя из категории работ, выполняемых 50% работающих и более в данном помещении. Тяжесть работ в зависимости от затраты энергии необходимо определять по Санитарным нормам проектирования промышленных предприятий. 2. Ббльшая скорость движения воздуха из указанных в таблице соответствует максимальной температуре воздуха, меньшая — минимальной.
Приложение 12
Оптимальные параметры воздуха
Помещение Температура, °C Относительная влажность, %
Архив 14—17 57-63
Библиотека 18-21 40—50
Музей 16-24 50—60
Хирургическая операционная 19-23 55—60
Лаборатория металлов 20 40- 50
Цех точного машиностроения 20 45—50
Цех многоцветной литографии 24—26 46—48
Текстильный цех капронового корда 22 60-62
Склад бумаги для литографии 22—25 51-56
Склад табака 18—24 75-80
Зал электронно-вычислительных машин 18—24 70—75
(ЭВМ) 21—23 55—60
Помещение для хранения кинофотомате-
риалов 18-20 40—50
Приложение 13
Расчетные параметры наружного воздуха для некоторых городов СССР
Город Давление воздуха, мм рт. СТ. Период года Параметры А Параметры Б Параметры В
°C ккал/кг °C ккал/кг °C ккал/кг
Алма-Ата 700 Теплый Холодный 27,6 —12 12,3 —2,2 31,2 —27 13,0 -6,4 42 —36 19,5 -8,6
Архангельск 760 Теплый Холодный 18,6 —19 11,6 -4,2 24,5 —32 13,2 -7,6 34 —48 17,6 -11,5
Батуми 760 Теплый Холодный 25,9 4 16,5 3,1 29,6 —1 17,1 1,2 40 —9 19,3 —1,3
Днепропетровск 760 Теплый Холодный 26,5 -9 12,9 -1,3 31 —24 13,7 -5,5 40 —34 20,2 —8,1
Киев 745 Теплый Холодный 23,7 — 10 12,8 -1,6 28,7 -21 13,4 —4,7 39 —32 16,9 -7.6
Ленинград 760 Теплый Холодный 20,6 —11 11,5 —1.9 24,8 -25 12,3 —5,8 33 -36 16 -8,6
Львов 730 Теплый Холодный 22,1 —7 12,7 —0,6 26,4 —19 13,7 —4,2 38 —34 16,9 -8,1
Минск 745 Теплый Холодный 21,2 -10 11,9 —1,6 25,9 —25 12,8 -5,8 35 —39 16,4 -9,3
Москва 745 Теплый Холодный 22,3 —14 11,8 —2,8 28 5 -25 12,9 —5,8 38 -40 16,7 —9,6
Новосибирск 745 Теплый Холодный 22,7 —24 12 -5,5 26,4 —39 13,1 -9,3 38 —50 18,8 -12
Одесса 760 Теплый Холодный 25 —6 14,1 -0.3 28,6 —18 14,8 -3,9 38 -29 17,6 -6,8
Рига 760 Теплый Холодный 20,3 -9 11,3 -1,3 24,3 -20 12,2 -4,5 34 -35 15,9 - 8,4
Сочи 760 Теплый Холодный 25,9 2 15,8 2,3 30,2 —3 16,6 0,5 39 —15 17,8 -3.1
Тбилиси 715 Теплый Холодный 28,8 0 14,4 1,4 34,7 —7 15 —0,9 40 —23 19,7 -5.3
Хабаровск 745 Теплый Холодный 24,1 -23 14,5 -5,3 28,4 —32 15,6 —7.6 40 -43 19,4 —10,3
302
Приложение 14
Тепло- и влаговыделения в зависимости от температуры воздуха в помещении
Физическая нагрузка людей Температура воздуха в помещении, °C Тепловыделение, ккал/ч Влаговы-деление, г/ч Выделение СО., г/ч
явное тепло скрытое тепло полное количество тепла
В спокойном состоя- 10 по 30 140 30
нии (театры, клубы, 15 90 35 125 40
залы собраний и т.д.
20 70 35 105 45 30
25 50 35 85 50
30 30 50 80 75
35 10 70 80 120
При спокойной рабо- 10 120 30 150 40
те (учреждения, ву- 15 100 35 135 55
зы и т. п.)
20 85 45 130 75
25 55 70 125 110 35
30 35 90 125 140
35 10 45 125 180
При легкой физиче- 10 130 30 160 45
ской работе 15 105 45 150 80
20 80 60 140 105 40
25 50 80 130 150
30 30 100 130 180
35 10 120 130 200
При работе средней 10 140 45 185 70
тяжести 15 115 65 180 ПО
20 90 85 175 140
25 60 110 170 185 55
30 35 135 170 230
35 10 160 170 280
При тяжелой физи- 10 170 80 250 135
ческой работе 15 140 ПО 250 185
20 ПО 140 250 240 70
25 80 170 250 300
30 45 205 250 360
35 10 240 250 420
Дети в возрасте до
12 лет — 35 15 50 23 18
303
Приложение 15
Коэффициент солнцезащиты С и сопротивление теплопередаче для световых проемов, заполненных стеклоблоками и профильным стеклом
Вид заполнения Значение С для светового проема (в расчетный час) Сопротивление теплопередаче заполнения светового проема, м1.ч«°С/ккал
при прямой солнечной радиации для любой ориентации при непрямой солнечной радиации и ориентации на
С, СЗ, 3, юз, ю св, в, юв
Блоки стеклянные пустотелые бесцветные (ГОСТ 9272—66), мм: 194X194X88 0,65 0,4 0,6
244x244x 98 0,7 0,43 0,65 0,37
294x294 x98 0,75 0,46 0,69
Стекло профильное марок: КП-250 0,75 0,52 0,65 0,39
ПШ-250 (в два ряда) 0,7 0,48 0,6 0,3
ПШ-250 (в один ряд) 0,84 0,58 0,73 0,19
Примечание. При расчете поступлений тепла через стеклоблоки и профильное стекло значения прямой и рассеянной радиации из приложения 17 следует принимать по часу, предшествующему расчетному.
Приложение 16
Коэффициент солнцезащиты С и сопротивление теплопередаче светового проема
Стекло и вид солнцезащиты светового проема Коэффициент солнцезащиты С заполнения светового проема Сопротивление теплопередаче /?0 заполнения светового проема, м*-ч-°С/ккал
Одинарное остекление из оконного 1. Стекло толщиной, мм: 2,5—3,5 4—6 8—12 2. Стекло толщиной 2,5—12 мм: а) с внутренними жалюзи: светлыми средними по темноте окраски темными б) с внутренними шторами из тонкой ткани: светлыми средними по темноте окраски темными в) с внутренними шторами из белой стеклоткани г) с внутренними шторами (сворачивающимися) нз плотного, непрозрачного материалаз светлыми темными или витринного 1 0,95 0,9 0,56 0,65 0,75 0,56 0,61 0,66 0,45 0,25 0,59 стекла | 0,2 | 0,23 | 0,2 0,2 } 0.2
304
Продолжение прилож. 16
Стекло и вид солнцезащнты светового проема Коэффициент солнцезащнты С заполнения светового проема Сопротивление теплопередаче заполнения светового проема, м®«ч.°С/ккал
д) с наружными жалюзи при расположении пластин: перпендикулярно стеклу под углом 45° к стеклу 0,22 0,15 } 023
е) с маркизами, закрытыми с боков ж) с маркизами, открытыми с боков 0,35 0,2
средними по темноте окраски 02 } 0,2 } 0,25
темными з) с наружными деревянными ставнями-жалюзи при толщине пластин 10—20 мм: светлыми 0,25 0,05
темными и) с наружными шторами (сворачивающимися) из деревянных реек: 0,1
средними по темноте окраски 0,15 } 0,25
темными 0,22
Двойное остекление из оконного или витринного стекла
1. Стекло толщиной, мм
2,5—3,5
4—6
2. Стекло толщиной 2,5—6 мм
а) с внутренними жалюзи: светлыми
средними по темноте окраски темными
б) с внутренними шторами из тонкой ткани:
светлыми
средними по темноте окраски темными
в) с внутренними шторами из плотного непрозрачного материала:
светлыми
темными
г) с жалюзи между стеклами: светлыми
темными
д) с жалюзи между стеклами и с вентилируемым межстекольным пространством
0,9
0,8
0,53
0,6
0,64
0,54
0,59
0,64
0,25 0,6
0,33
0,36
0,12
0,44
0,4
0.4
0,55
0,2
305
Продолжение прилож. 16
Стекло н вид солнцезащиты светового проема Коэффициент солнцезащиты С заполнения светового проема Сопротивление теплопередаче /?, заполнения светового проема, мв«ч»°С/ккал
е) со шторами между стеклами: светлыми 0,54
темными 0,56 . 0,44
из плотного непрозрачного материала 0,25
ж) с наружными жалюзи при расположении пластин под углом 45° к стеклу 0,13
з) с наружными жалюзи при расположении пластин перпендикулярно стеклу: средними по темноте окраски темными 0,19 0,13 } 0,44
и) с маркизами, открытыми с боков; средними по темноте окраски темными 0,17 0,21 } 0,4
Тройное остекление из оконного или витринного полированного стекла
1. Стекло толщиной, мм: 2,6—3,5 4—6 0,83 0,79 } 0,6
2. Стекло толщиной 2,5—6 мм:
а) с внутренними жалюзи: светлыми средними по темноте окраски темными 0,48 0,54 0.6 | 0,67
б) с жалюзи между внутренним и средним стеклами 0,38 0,67
в) с жалюзи между средним и наружным стеклами 0,24 0,67
г) с наружными жалюзи 0,12 0,62
д) с маркизами, открытыми с боков: средними по темноте окраски темными 0,15 0,18 } 0,6
Примечание. Сопротивления теплопередаче, приведенные в настоящей таблице, для заполнений световых проемов, имеющих жалюзи, шторы и другие солнцезащитные устройства, следует учитывать только при расчетах поступлений тепла в теплый период года.
306
Приложение 17
Поступление тепла, ккал/(м2-ч), от солнечной радиации в июле через одинарное остекление световых проемов со стеклом толщиной 2,5—3,5 мм
Расчетная географическая широта, град. с. ш. Истинное солнечное время— часы до полудня Ориентация вертикального светового проема (до полудня) Горизонтальный световой проем Истинное солнечное время—часы после полудня
С СВ В ЮВ ГО ЮЗ 3 сз
5-6 59/31 101/31 100/21 21/24 14 14 18 16 11/27 18-49
6-7 47/61 287/78 299/94 134/74 45 31 38 40 86/53 17/18
7-8 23/70 317/98 374/145 235/94 61 48 47 48 208/67 16/17
36 8-9 61 236/89 360/106 264/93 66 52 55 52 404/75 15/16
9-10 55 128/69 297/85 256/78 30/67 54 53 53 476/86 14—il5
10-11 53 33/61 160/73 198/71 75/67 56 53 56 578/87 616/89 13/14
11-12 52 58 28/65 102/64 95/67 3/59 58 56 12—13
5-6 61/27 146/40 184/40 43/30 17 17 18 19 17/27 18—19
6—7 44/61 301/83 360/96 157/74 47 36 38 40 98/53 17—18
40 7-8 5/67 297/98 424/1 14 260/9'4 61 48 47 49 233/67 16—17
8-9 61 222/89 405/104 304/93 52/67 52 52 52 374/75 15—16
9-10 55 10'0/69 342/85 294/82 129/68 54 53 53 480/80 14—15
10-11 53 5/61 164/70 236/71 191/70 58 53 56 560/86 13—14
11—12 52 58 30/63 148/66 221/70 39/62 56 56 595/89 12—13
5-6 72/33 1911/46 251/50 62/34 20 19 19 20 27/31 18-19
6-7 36—60 317/84 389/96 180/74 47 38 38 28 108/53 17 — 18
7-8 66 307/95 438/11'2 286/94 61 47 47 47 2'43/76 16—17
44 8—9 61 220/87 424/104 342/93 57/68 52 51 52 371/71 15—16
9-10 55 72/69 319/86 333/87 139/70 54 52 53 467/80 14—15
10-11 52 61 166/69 262/74 211/72 58 52 55 541/84 13—14
11-12 51 58 32/62 184/68 248/73 63/66 56 56 574/84 12—13
5-6 80'39 220/52 281/56 182/39 23 22 21 22 32/36 18-19
6-7 30/59 331/84 406/98 204/75 47 37 38 38 125/53 17—18
7-8 64 300/92 466/111 312/94 3/63 46 46 46 245/63 16—17
Продолжение прилож, 17
Расчетная географическая широта, град. с. ш. Истинное солнечное^ время— часы до полудня Ориентация вертикального светового проема (до полудня) Горизонтальный световой проем Истинное солнечное время—часы после ПОЛУДНЯ
С СВ в юв го ЮЗ 3 сз
48 8-9 60 191/85 427/104 367/96 69/70 52 50 51 361/71 15—16
9—10 55 52/70 320/86 360 92 160/74 56 50 53 446/80 14—15
10—11 52 61 166/70 303/81 233/75 6/60 52 55 517/82 13-14
11 “12 51 58 32/62 216/72 273/76 91/67 56 56 553/84 12—13
5-6 88/47 259/59 319/63 100/45 27 24 24 24 49,36 18-19
6-7 22/59 336/84 427/102 234/78 51 37 38 38 136/53 17—18
7—8 61 294/9'1 469/141 342/95 11/65 47 46 46 250/64 16-17
52 8-9 58 139/83 428/106 38'5/98 81/73 54 49 50 360/71 15—16
9—10 54 36/68 322/86 369/95 177'75 58 51 52 437/75 14—15
10—11 52 59 166'72 312'84 257/77 12/62 52 53 593'80 13—14
11 12 51 56 32 62 99 7л 296 ’« 129 6- 56 54 542/84 12—13
4- 5 76,16 142/28 19'5'23 15/17 10 1,1 11 10 28'17 19 20
5-6 89/48 296 64 364/64 120/49 30 24 26 26 65/36 18-19
6-7 15/57 345/80 450/99 247/77 50 36 37 38 145/49 17—18
7-8 56 292/84 470/105 365'90 19/64 46 41 46 247/61 16-17
8-9 53 150/75 433/98 412/93 110/73 55 47 48 348/67 15-16
56 9-10 50 22/01 325/78 412/88 2111/76 58 48 49 424/75 14—15
10—11 49 53 166'65 367/79 298/78 18/62 50 50 4°7/78 13-14
11 12 47 51 32'58 284/68 34.2/79 151/65 54 50 521/80 12—13
3-1 34/6 54/8 82/6 — — — — 20-21
4—5 96/24 234/34 250/32 50/12 14 13 12 12 42'20 19-20
5 — 6 92'44 333'61 385/67 13'1/50 30 24 26 28 79'36 18-19
6-7 13'51 347/74 466/92 269/73 46 34 34 37 (53/49 17—18
7 8 49 285/71 478 '95 379'83 32 6(1 42 39 43 244'56 16 17
60 8-9 47 126/66 438/85 431/84 143/70 52 43 45 336/58 15-16
9—10 44 16/53 325/66 431/79 247/74 56 44 46 401/67 14—15
10—11 44 47 166/56 389/72 330/78 60/59 46 46 459/69 13—14
11—12 1 43 47 32/52 312/64 386/78 185/61 48 46 497/67 12-13
Продолжение прилож. 17
Расчетная географическая широта, град. с. ш. Истинное солнечное время— часы до полудня Ориентация вертикального светового проема (до полудня) Горизонтальный световой проем Истинное солнечное время—часы после полудня
С св в юв Ю юз 3 сз
3-4 60/16 108/20 104/16 30/10 10 8 8 9 29/13 20-21
4—5 136/33 284/44 264/44 83/33 18 16 18 19 54/26 19—20
5—6 9'4/45 369/64 405/73 179/53 31 24 27 30 90/36 18—19
6-7 10/47 351/71 480/90 311/73 45 33 32 38 161/49 17—18
7—8 45 272/71 495/94 415/82 49/59 40 36 41 246/53 16—17
64 8-9 44 114/63 446/82 467/82 167/68 50 40 43 332/53 15—16
9—10 42 40/50 326/64 468/78 285/73 55 41 43 381/62 14—15
10—11 41 44 166/53 32/49' 420/71 374/77 100/58 42 44 436/58 13-14
11—12 4'1 44 340/64 426/77 220/60 44 44 468/56 12—13
2—3 54/15 125/14 124/10 24/8 7 5 6 7 25/13 21—22
3—4 96/24 242/28 222/30 60/16 1'16/36 16 10 8 12 51/27 20—21
4—5 110/38 352/50 330/56 20 15 16 17 71/3'2 19—20
5—6 9'7/45 408/67 433/82 211/57 33 24 27 33 115/40 18—19
6—7 8/47 354/71 502/91 332/76 6/47 33 32 38 170/49 17-18
68 7—8 44 255/71 506/94 429/85 68/59 40 36 41 243/53 16-17
8—9 44 116/64 457/84 497/85 199/88 50 40 42 323/53 15-16
9-10 41 4/49 339/64 501/78 317/73 56 41 42 378/58 14—15
10—11 41 44 166/53 457/73 398/77 150/56 42 43 415/58 13—14
11—12 41 44 32/49 380/64 450/77 260/61 44 44 447/58 12—13
Расчетная Истин- Горизон- Истинное
географине- ное сол- тальный солнечное
ска я широта, град. с. ш. нечное время— С сз 3 ЮЗ ю юв в СВ световой проем время — часы после
часы до полудня полудня
Примечания: 1. Значения радиации приведены в таблице в виде дроби: в числителе — прямой радиации, в знаменателе— рассеянной. Отдельной цифрой (не дробью) даны значения рассеянной радиации.
2. Истинное солнечное время т с поясным временем тп приближенно связано соотношением т=тп-|-4 (Хг—152V), где — географическая долгота места строительства, град; jV— номер пояса времени; при этом тп—тя—1 ч (где тя— декретное время).
3. Поступление тепла от рассеянной радиации дано с учетом рассеянного отражения прямой радиации от земной поверхности со средним альбедо 20%.
Приложение 18
Коэффициент Ki, учитывающий затемнение остекленных световых проемов переплетами и загрязненную атмосферу
Заполнение светового проема Незагрязненная атмосфера Загрязненная атмосфера промышленных районов при расположении объекта строительства на северной широте
36-40° | 44—68° 36-40° 44—68°
для световых проемов, облучаемых в расчетный час солнцем для световых проемов, находящихся в расчетный час в тени
Остекление одинарное без переплетов, стеклоблоками или профильным стеклом 1 0,7 0,75 1,6 1,75
Остекление двойное без переплетов 0,9 0,63 0,68 1,45 1,58
Остекление металлических переплетов: одинарных 0,8 0,56 0,6 1,28 1,4
двойных 0,72 0,51 0,54 1,15 1,26
Остекление деревянных переплетов: одинарных 0,65 0,46 0,48 1,04 1,14
двойных 0,6 0,42 0,45 0,96 1,05
Приложение 19
Коэффициент К2, учитывающий снижение поступлений тепла в помещение в результате загрязнения стекол световых проемов
Загрязнение стекол Коэффициент /б2
для вертикального остекления 80°<т<90° для наклонного или горизонтального остекления 0°<т<80°
Значительное 0,85 0,75
Умеренное 0,9 0,8
Незначительное 0,95 0,85
Отсутствует 1 0,95
Примечания: 1. Загрязнение следует считать значительным, умеренным и незначительным при содержании в воздушной среде помещения частиц пыли, дыма или копоти соответственно 10 мг/м3 и более, от 5 до 10 мг/м3, не более 5 мг/м3.
2. у — острый угол между плоскостью наклонного остекления и горизонтальной плоскостью, град.
310
Приложение 20
Коэффициенты теплопередачи к, ккал/(м2-ч-°С), типовых секций подогрева для кондиционеров типа КТ
Скорость волы в трубках, м/с Массовая скорость воздуха в живом сечении (zq), кг/(м®-с)
3 4 5 6 7 8 9 10 И 12
1 Однорядные секции
0,1 18,4 21,1 23,5 25,6 27,5 29,3 31,0 32,6 34,1 35,5
0.2 20,2 23,2 25,8 28,1 30,3 32,2 34,1 35,8 37,5 39,1
0,3 21,4 24,5 27,3 29,7 32,0 34,1 36,0 37,8 39,6 41,3
0,4 22,3 25,5 28,3 30,9 33,2 35,4 37,4 39,4 41,2 42,9
0,5 23,0 26,3 29,2 31,9 34,3 36,5 38,6 40,6 42,4 44,2
0,6 23,5 27,0 30,0 32,7 35,1 37,4 39,6 41,6 43,5 45,3
0,7 24,0 27.5 30,6 33,3 35,9 38,2 40,3 42,4 44,4 46,3
0,8 24,5 28,0 31,2 34,0 36,5 38,9 41,1 43,2 45,2 46,8
0,9 24,9 28,5 31,7 34,5 37,1 39,5 41,8 43,9 46,0 47,9
1.0 25,2 28,9 32,4 35,0 37,7 40,1 42,4 44,6 46,6 48,6
1,1 25,6 29,3 32,5 35,5 38,2 40,6 43,0 45,1 47,2 49,2
1.2 25,9 29,6 32,9 35,9 38,6 41,1 43,5 45,7 47,8 49,8
Двухрядные секции
0,1 17,0 19,5 21,8 23,8 25,7 27,4 29,0 30,6 32,0 33,4
0,2 18,6 21.4 23,9 26,1 28,2 39,1 31,9 33,6 35,2 26,7
0,3 19,7 22,6 25,3 27.5 29,8 31,8 33,7 35,5 37,2 38,8
0,4 20,4 23,5 26,3 23,7 30,9 33,1 35,1 35.9 38,6 40,3
0,5 21,1 24,3 27.1 29,6 31,9 34,1 36,1 38,0 39,8 41,5
0,6 21,6 24,9 27,7 30,3 32,7 31,9 37,0 38,9 40,8 42,6
0.7 22,0 25,4 28.3 30,9 33,4 35,6 37,8 39,7 41,5 43,5
0,8 22,4 25,8 28,8 31,5 34,0 36,3 38,4 40,4 42,4 44,3
0,9 22,8 26.3 29,3 32,0 31,5 35,9 39,0 41,1 43,1 45,0
1.0 23,1 26,6 29,7 32,5 35,0 37,4 39,6 41,7 43,7 45,6
1,1 23,4 27.0 30,1 32,9 35.5 37,9 40,1 42,3 44,3 46,2
1,2 23,7 27,3 30,5 33,3 35,9 38,3 40,6 42,7 44,8 46,8
Трехрядные секции
0,1 16,3 18,7 20,9 22,8 21,6 26,3 27,9 29,3 30,7 32,1
0,2 17,8 20,5 22,9 25,0 26,9 28,8 30,5 32,1 33,5 35,1
0,3 18,8 21,6 24,1 26,3 28.4 30,3 32,1 33,8 35,4 37,0
0,4 19,5 22,4 25,0 27.3 29,5 31,5 33,4 35,1 35,8 38,4
0,5 20,0 23,1 25,7 28,1 3 ),4 32,4 34,3 35,2 37,9 39,5
0,6 20,5 23,6 26,4 28,8 31,1 33,2 35,2 37,0- 38,7 40,5
0,7 20,9 24,1 25,9 29.1 31,7 33,9 35.9 37,8 39,6 41,3
0,8 21,3 21,5 27,4 29,9 32,3 31,4 36,5 38,4 40,3 42,0
0,9 21,6 24,9 27,8 30,8 32,8 35,0 37,1 39,0 40,8 42,7
1.0 21,9 25,3 28,2 39,8 33,2 35,5 37,6 39,6 41,5 43,3
1.1 22,2 25,6 28.5 31,2 33,6 35,9 38,0 40,0 42,0 43,8
1,2 22,5 25,9 28,8 31,5 34,0 36,3 38,5 40,5 42,4 44,3
311
Приложение 21
Сопротивление проходу воздуха Н„, кгс/м2, в типовых секциях подогрева кондиционеров КТ (по данным ВНИИкондиционер)
Секция Массовая скорость воздуха в живом сечении (vf), кг/(м’-с)
3 1 4 5 6 7 8 9 10 П 12
Однорядная 1,2 2,1 3,1 4,4 5,9 7,5 9,4 11,4 13,5 16,0
Двухрядная 1,6 2,7 4,1 5,8 7,7 9,9 12,6 15,0 17,9 21,1
Трехрядная 2,2 3,8 5,8 8,1 10,8 13,9 17,3 21,1 25,1 29,5
Приложение 22
Техническая характеристика базовых теплообменников
Базовый теплообменник Число рядов Теплоотдающая поверхность, м* Число ходов Число трубок в ходе Живое сечение хода, м« Общее число трубок Гидравлическое сопротивление кгс/м’ при скоростях, м/с
0,2 0,7 1,5
Однометро-вый 1 27,8 4 5—6 0,00 127 0,00 152 23 100 900 4000
2 54,5 4 10—12 0,00 254 0,00 305 46 140 1900 9000
3 81,4 4 15—18 0,00 381 0,00467 69 165 2500 12000
Полутораметровый 1 41,8 6 5-6 0,00 127 0,00 152 35 ПО 1100 5000
2 82,8 6 10-12 0,00 254 0,00 305 70 150 2000 9600
3 123,8 6 15—18 0,00 381 0,00 467 105 170 2600 13000
Примечание. Скорость воды следует определять по меньшему значению живого сечения хсда
П риложение 23
Коэффициенты теплопередачи к, ккал/(ч • м2-°С), типовых секций подогрева кондиционеров типа КТ (теплоноситель — пар)
Массовая скорость воздуха в живом сечении (^т), кг/(м’-с)
3 * 5 ' 6 8 । 9 10 11 12
Однорядная секция
22 | 25,5 | 28 | 32 | 34,5 | 37,5 | 39,5 | 42 I 44,5 | 46
312
Продолжение прилож. 23
Массовая скорость воздуха в живом сечении , кг/(м2-с)
3 1 4 | 5 6 7 I 8 9 I 10 I 11 ' 12
Двухрядная секция
20,3 | 23,6 | 25,8 1 29,5 32 | 34,6 | 36,5 | 39 41 | 42,5
Трехрядная секция
19,5 | 22,6 | 24,7 | 28,3 1 30,7 1 33,2 35 37,4 39,3 ' 40,6
Приложение 24 помещения си-
количество наружного воздуха, подаваемого
в
Л1инимальное
стемами вентиляции и кондиционирования воздуха
Помещения нли отдельные участки и ЗОНЫ помещений Объем помещения (участка, зоны), приходящийся на 1 чел , м’ Количество наружного воздуха на 1 чел., м*/ч, н кратность воздухообмена j Примечание
при естественном проветривании помещения без естественного проветривания помещения
Производственные Менее 20 20 и более Любой 30 20 60, но не менее однократного обмена в помещении в час При системах, подающих только наружный воздух, и при системах, работающих с рециркуляцией, если последние обеспечивают воздухообмен кратностью 10 и более в час
60—120, но не менее 10—20% воздухообмена соответственно При системах, работающих с рециркуляцией, но при кратности менее 10 в час
Общественные и другие помещения По требованиям соответствующих глав СНиП 60 Для зрительных залов, театров, кинотеатров, клубов и других помещений, в которых люди находятся до 3 ч, количество наружного воздуха следует принимать 20 мэ/ч на 1 чел.
313
Приложение 25
Термодинамические свойства хладона-12
Температура, °C Давление абсолютное, 1 кгс/см* Удельный объем Плотность Энтальпия Теплота парообразования, ккал/кг Энтропия
жидкости, л/кг жидкости, кг/л пара, кг/м» жидкости, ккал/кг пара, ккал/кг жидкости, ккал/(кг.К) пара. ккал/(кг- К)
4-50 12,405 0,824 0,015 1,213 68,69 111,92 141,71 29,79 1,0394 1,1316
-1-48 11,745 0,818 0,015 1,222 65,24 111.41 141,57 30,16 1,0379 1,1318
+46 11,302 0,813 0,016 1,23 61,95 110,91 141,43 30,52 I 0363 1,132
+44 10,778 0,808 0,017 1,238 58,84 110,41 141,28 30,87 1,0348 1,1321
+42 10,272 0,802 0,018 1,246 55,9 109,91 141,13 31,22 1,0332 1,1323
+41 10,026 0,8 0,018 1,25 54,49 109,66 141,05 31,39 1,0324 1,1394
+40 9,784 0,798 0,019 1,254 53,12 109,41 140,97 31.56 1,0317 1,1324
-i-зэ 9,546 0,795 0,019 1.258 51,8 109,16 140,89 31,73 1,0309 1,1325
+38 9,313 0,793 0,02 1,262 50,51 108,92 140,8 31,89 1,0301 1,1326
+37 9,083 0,79 0,02 1,265 49,25 108,67 140,72 32,05 1,0293 1,1327
+36 8,858 0,788 0,021 1,269 48,01 108,42 140,63 32,21 1,0285 1,1327
+35 8,637 0,786 0,021 1,273 46,81 108,18 140,54 32,37 1,0278 1,1328
+34 8,42 0,783 0,022 1,277 45,63 107,93 140,45 32,52 1,027 1,1329
+33 8,208 0,781 0,022 1,28 44,48 107,69 140,36 32,68 1,0262 1,1329
+32 7,999 0,779 0,023 1,284 43,35 107,44 140,27 32,83 1,0254 1,133
+31 7,794 0,776 0,024 1,288 42,25 107,2 140,18 32,99 1,0246 1,1331
+30 7,592 0,774 0,024 1,292 41,16 105,95 140,09 33,14 1,0238 1,1332
+29 7,395 0,772 0,025 1,295 40,1 106,71 139,99 33,28 1,0231 1,1332
+28 7,202 0,77 0,026 1,299 39,06 106,47 139,9 33,43 1,0223 1,1333
+27 7.012 0,768 0,026 1,302 38,04 105,23 139,8 33,57 1,0215 1,1334
+26 6,826 0,766 0,027 1,306 37,04 105,99 139,71 33,72 1,0207 1,1334
+25 6,634 0,764 0.028 1,31 36,07 105,75 139,61 33,86 1,0199 1,1335
+24 6,465 0,762 0,028 1,313 35,11 105,51 139,52 34,01 1,0191 1,1336
+23 6,29 0,759 0,029 1,317 34,19 105,27 139,42 34,15 1,0184 1,1236
-4-22 6,118 0,757 0,03 1.32 33,28 105,03 139,32 34,28 1,0176 1,1337
+21 5,95 0,755 0,031 1,323 32,39 104,8 139,22 34,42 1,0168 1,1338
+20 5,785 0,753 0,032 1,327 31,52 104,56 139,12 34,56 1,016 1,1339
+ 19 5,624 0,751 0,033 1,331 30,67 104,33 139,02 34,69 1,0152 1,1339
+18 5,466 0,749 0,033 1,334 29,83 104,1 138,92 34,82 1,0144 1,134
+ 17 5,311 0,748 0,034 1,338 29,01 103,87 138,82 34,95 1,0136 1,1341
+ 16 5,16 0,746 0,035 1,341 28,21 103,63 138,72 35,08 1,0128 1,1341
+15 5,012 0,744 0,036 1,344 27,43 103,4 138,62 35,21 1,012 1,1342
+14 4,867 0,742 0,037 1,348 26,27 103,17 138,51 35,34 1,0112 1,1343
+13 4,725 0,74 0,039 1,351 25,98 102,94 138,41 35,47 1,0104 1,1344
+12 4,487 0,738 0,04 1,354 25,2 102,71 138,3 35,59 1,0096 1,1345
+11 4,451 0,737 0,041 1,358 24,49 102,48 138,2 35,72 1,0088 1,1345
+ю 4.318 0,735 0,042 1,361 23,8 102,26 138,09 35,84 1,008 1,1346
+9 4,189 0,733 0,043 1,364 23,13 102,03 137,99 35,95 1,0072 1,1347
+8 4,062 0,731 0,044 1,368 22,47 101,8 137,88 36,08 1,0064 1,1348
+7 3,938 0,729 0,045 1,371 21,82 101,58 137,78 36,2 1,0056 1,1349
+6 3,817 0,728 0.Q47 1,374 21,18 101,35 137,67 36,32 1,0048 1,135
3,699 0,726 Д049 1,378 20,56 101,12 137,56 36,44 1,004 1,135
+4 3,583 0,724 0,05 1,381 19,95 100,9 137,45 36,56 1,0032 1,1351
+3 3,471 0,722 0,052 1,384 19,36 100,67 137,34 36,67 1,0024 1,1352
+2 3,361 0,721 0,053 1,387 18,77 100,45 137,23 36,79 1,0016 1,1353
+ 1 3,254 0,719 0,055 1,391 18,21 100,22 137,12 36,9 1,0008 1,1354
0 3,149 0,717 0,057 1,394 17,66 100 137,01 37,01 1 1,1355
—1 3,047 0,716 0,058 1,397 17,12 99,78 136,9 37,13 0,9992 1,1356
2 2,947 0,714 0,06 1,401 16,6 99,55 136,79 37,24 0,9984 1,1357
314
П родолжение прилож. 25
ГО «г Удельный объем Плотность Энтальпия 1 С— Энтропия
<у о> X X с о го xS4
го 02 я к о о Sd « § S го 5 oi SC
г го ГО^Й го-^ gs * го ГО ГО ч *о -Е О СЧ ьг ГО го
OQ " С «-ч. <J * S * Е SC — £ * ГО X Е Я О О X Н СХЕ 5S « sc c sc
—3 2,85 0,712 0,062 1,404 16,08 99,33 136,68 37,35 0,9975 1,1359
—4 2,755 0,711 0,064 1,407 15,58 99,11 136,57 37,46 0,9968 1,136
—5 2,663 0,709 0,060 1,41 15,09 98,89 136,46 37,56 0,9959 1,1361
—6 2,573 0,708 0,068 1,413 14,61 98,68 136,34 37,68 0,9951 1,1362
—7 2,485 0,706 0,071 1,417 14,14 98,46 136,23 37,78 0,9943 1,1363
-8 2,4 0,704 0,073 1,42 13,68 98,24 136,12 37,88 0,9935 1,1364
—9 2,317 0,703 0,076 1,423 13,23 98,02 136,01 37,98 0,9927 1,1365
—10 2,236 0,701 0,078 1,426 12,8 97,81 135,89 38,08 0,9919 1,1366
—11 2,157 0,7 0,081 1,429 12,38 97,59 135,78 38,19 0,991 1,1368
— 12 2,081 0,698 0,084 1,432 11,96 97,37 135,66 38,29 0,9902 1,1369
—13 2,006 0,697 0,086 1,436 11,56 97,16 135,55 38,39 0,9894 1,137
—14 1,934 0,695 0,089 1,439 11,17 95,54 135,43 38,49 0,9885 1,1372
—15 1,863 0,694 Яй 1,442 10,79 96,72 135,32 38,59 0,9877 1,1373
—ГБ ' 1,795 0,692 0,096 1,445 10,42 96.51 135,2 38,69 0,9869 1,1374
—17 1,729 0,691 0,099 1,448 10,06 96,3 135,09 38,79 0,9861 1,1376
—18 1,664 0,689 0,103 1,451 9,71 96,09 134,97 38,89 0,9853 1,1377
—19 1,601 0,688 0,107 1,454 9.37 95,88 134,86 38,98 0,9844 1,1379
—20 1,54 0,686 0,111 1,457 9,04 95,67 134,74 39,07 0,9836 1,138
—21 1,481 0,685 0,115 1,46 8,72 95,46 134,63 39,17 0,9827 1,1381
—22 1,424 0,683 0,119 1,463 8,4 95,24 134,51 39,27 0,9819 1,1383
—23 1,368 0,682 0,123 1,466 8 1 95,03 134,4 39,36 0,9811 4,1385
-24 1,315 0,681 0,128 1,469 7,8 94,82 134.23 39,45 0,9802 1,1386
-25 1,262 0,679 0,133 1,472 7,52 94,61 134,16 39,54 0,9794 1,1388
—26 1,212 0,678 0,138 1,475 7,24 94,41 134,04 39,63 0,9786 1,139
—27 1,163 0,677 0,144 1,478 6,97 94,2 133,92 39,72 0,9777 1,1391
—28 1,115 0,675 0,149 1,481 6,7 93,99 133,8 39,81 0,9769 1,1393
—29 1,069 0,674 0,155 1,483 6,45 93,79 133,69 39,9 0,9761 1,1395
—30 1,025 0,673 0,163 1,486 6,2 93,58 133,57 39,99 0,9752 1,1397
—31 0,982 0,672 0,168 1,489 5,96 93,38 133,46 40,08 0,9743 1,1399
—32 0,94 0,67 0,173 1,492 5,729 93.18 133,34 40,16 0,9735 1,1401
—33 0,9 0,669 0,182 1,495 5,503 92,97 133,22 40,25 0,9727 1,1403
—34 0,861 0,667 0,189 1,498 5,283 92,77 133,1 40,33 0,9719 1,1406
—35 0,824 0,666 0,197 1,501 5,071 92,56 132,98 40,42 0,971 1,1408
—36 0,788 0,665 0,206 1,504 4,864 92,36 132,86 40,5 0,9702 1,141
-37 0,753 0,664 0,215 1,507 4,666 92.15 132,74 40,58 0,9693 1,1412
—38 0,719 0,662 0,224 1,51 4,468 91,95 132,62 40,67 0.9685 1,1414
—39 0,687 0,661 0,234 1,512 4,232 91,75 132,5 40,75 0,9677 1,1416
—40 0,655 0,66 0,244 1,515 4,096 91,55 132,38 40,83 0,9668 1,1419
—41 0,625 0,659 0,251 1,518 3,924 91,33 132,26 40,92 0,9658 1,1421
-42 0,596 0,657 0,266 1,521 3,753 91,12 132,14 41,02 0,9649 1,1424
-43 0,572 0,656 0,278 1,523 3,592 90,92 132,04 41,1 0,964 1,1426
—44 0,549 0,655 0,291 1,526 3,432 90,71 131,9 41,19 0,9632 1,1429
— 45 0,52 0,654 0,305 1,529 3,232 90,5 131,78 41,27 0,9623 1,1432
—46 0,49 0,653 0,319 1,532 3,133 90,3 131,66 41,36 0,9614 1,1435
—47 0,467 0,652 0,333 1,535 3,001 90,09 131,54 41,44 0,9605 1,1438
-48 0.445 0,65 0,348 1,538 2,869 89,89 131,42 41,53 0,9596 1,1441
-49 0,422 0,649 0,366 1,54 2,732 89,63 131,3 41,62 0,9577 1,1444
-50 0,399 0,648 0,385 1,543 2,595 89,48 131,18 41,7 0,9:59 1,1446
-52 0,36 С,645 0,424 1,549 2,355 89,07 130,94 41,87 0,954 1,1453
-54 0,323 0,643 0,469 1,554 2,133 88,66 130,7 42,04 0,9522 1,1459
—56 0,29 0,641 0,519 1,56 1,928 88,26 130,46 42,2 0,9503 1,1466
315
Продолжение прилож. 25
Я «О Удельный объем Плотность Энтальпия С . В- я Энтропия
rt <у flj X к S S5 »ч я
S. <и ® = 5 о CJ о ° -2 о< о е к ёМ X
с hT г 2Л. С О. ст
«О Fo S 8 * с! X и Й * ГО С-С hr В hr й * « а с h: «О hr Н о hr MS 2 * С к
-58 0,259 0,639 0,575 1,565 1,738 87,86 130,23 42,37 0,9484 1,1473
—60 0,231 0.636 0,639 1,571 1,564 87.45 129,99 42,54 0,9465 1,148
—62 0,205 0,634 0,712 1,576 1,404 87,05 129,75 42,7 0,9446 1,1488
-64 0,182 0.632 0,795 1,582 1,257 86,64 129.51 42,87 0,9426 1,1496
—66 0.162 0,63 0,89 1,587 1,122 86,23 129,27 43,04 0,9426 1,1504
-68 0,142 0,628 1 1,593 1 85.83 129,03 43.2 0.9 407 1,1513
—70 0,125 0,625 1,125 1,598 0,888 85,42 128,79 43,37 0,9387 1,1522
—72 о,п 0,623 1,27 1,604 0,787 85,03 128,56 43,53 0,9367 1,1532
—74 0,097 0,621 1,438 1,609 0,695 84,62 128.32 43,7 0,9347 1,1542
—76 0,084 0,619 1,632 1,615 0.612 84,22 128,08 43,86 0,9327 1,1552
—78 0,073 0,617 1,859 1,621 0,538 83,81 127,84 44,03 0,9306 1,1563
-80 < ,063 6,615 2,124 1,626 0,471 83,41 127,61 44,2 0,9285 1,1574
Приложение 26
Технические характеристики хладоновых компрессоров
Компрессор Частота вращения, об/мин Производительность по холоду, ккал/ч Число ЦИЛИН дров, шт. Диаметр цилиндра, мм Ход поршня, мм h* - s Ф а £ = Г* СП |~1 -? 3 о*> Оое г Потребляемая мощность, кВт Габариты, мм Масса, кг
длина ширина высота
Компрессоры, работающие на хладоне-12
Ф Г-2,5 960 1440 1 800 2 700 2 50 40 8,8 13,6 0,8 1.2 410 450 390 46
ФВ-5 960 4 650 20,6 1,8 405
1440 6250 2 67,5 50 31 2,4 370 320 47
ФУ-12 960 9 300 41,4 3,5
1440 12 500 4 67,5 50 62 4,5 474 525 420 80
ФУ-25 960 18 600 82,6 6,7
1440 25 000 8 67,5 50 124 8,9 743 630 590 140
ФВ-20 960 ’ 13 300 63,4 4,8
1440 20 000 2 100 70 95 7,2 690 380 575 170
ФУ-40 960 26 600 127 9,2
1440 40 000 4 100 70 190 13,8 715 665 540 250
ФУУ-80 960 53 200 254 17,7
1440 80 000 8 100 70 380 26,6 810 860 630 355
Примечание. Производительность по холоду и потребляемая мощность компрессора указаны при стандартном режиме tn=—15 и 1к=30°С.
316
Приложение 27
Техническая характеристика конденсаторов
Показатель Конденсатор
20-КТГ 25-КТГ 32-КТГ 40-КТГ 50-КТГ 65-КТГ 90-КТГ 110-КТГ 140-КТГ 180-КТГ 250-КТГ зоо-ктг
Поверхность охлаждения, м2 20 25 32 40 50 65 90 110 140 180 250 300
Диаметр корпуса, мм 500 500 500 600 600 600 800 800 1000 1000 1200 1200
Габариты, мм: длина 2900 3400 4400 3520 4520 5520 4670 5670 4760 5760 5860 6860
высота 1065 1065 1065 1255 1255 1255 1615 1615 2120 2120 2395 2395
ширина 620 620 620 720 720 720 930 930 1150 1150 1350 1350
Число ходов воды 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8
Емкость межтрубпого пространства, м3 0,32 0,39 0,52 0,53 0,7 0,88 1,26 1,58 2 2,5 3,5 4,1
Диаметр патрубков, мм: парового 50 50 50 70 70 80 80 80 100 1С0 125 125
жидкостного 20 20 20 25 25 25 32 32 40 40 50 50
Масса, кг 1225 1395 1735 1780 2240 2730 381 4580 61 7340 10 420 12210
Приложение 28
Техническая характеристика кожухотрубных испарителей
Испаритель Поверхность Охлаждения, м* Размеры кожуха, м Число труб и ходов Диаметры патрубков, мм
диаметр длина всасывающего жидкостного рассольного
18-ИКР 18 350 1400 76/6 50 20 40
25-ИКР 25 400 1400 118/6 50 20 70
35-ИКР 35 500 2500 121/4 80 25 80
105-ИКР 105 600 3000 241/4 125 50 125
230-ИКР 210 800 3000 491/4 125 50 150
Примечание. Емкость межтрубного пространства и габариты испарителей примерно такие же, как и у кожухотрубных конденсаторов
Приложение 29
Техническая характеристика холодильных машин, работающих на хладоне-12
Показате ль Марка машины
ХМ-ФВ-20 ХМ-ФУ-40 ХМ-ФУУ-80
Компрессорно-конденсаторный агрегат: марка АК-ФВ-20 АК-ФУ-40 АК-ФУУ-80
масса, кг 845 1350 2330
длина, мм 1370 1800 1685 1998 1953
ширина, мм 620 570 665 955 905
высота, мм 1085 1213 1282 1410 1295
Компрессор: марка ФВ-20 ФУ-40 ФУУ-80
тип Вертикальный У-образный УУ-образный
число цилиндров 2 4 8
диаметр цилиндра, мм 101,6 101,6 101,6
ход поршня, мм 70 70 70
частота вращения, об/мин 1440 970 1450 970 1460 970
часовой объем, описываемый поршнем, м3/ч 97,7 65,2 195,5 130,5 391 261
холодопроизводительность, ккал/ч, при: /и=—15i /к=30°С; 20000 16 000 40 000 32 000 80 000 64 000
/и= +5; /К=35°С ’42 500 34000 85 000 67 500 170 000 135 000
диаметр всасывающего патрубка, мм 50 70 100
диаметр нагнетательного патрубка, мм 40 50 70
Электродвигатель: марка АОП-61-4 и 6 АОП-72-4 и 6 АОП-82-4 и 6
мощность, кВт 13 10 30 22 55 40
род привода — Непосредственный
Конденсатор: марка КТР-12-9 КТР-25-18 КТР-50-35
поверхность, м2 12 9 24 17 48,3 34,4
318
Продолжение прилож. 29
Показатель Марка машины
ХМ-ФВ-20 ХМ-ФУ-40 ХМ-ФУУ-80
Испарительно-регулирую-щий агрегат: марка АИР-50-32 АИР-100-65 АИР-200-130
Испаритель: марка ИТР-18-12 ИТР-35-25 ИТР-70-50
поверхность охлаждения, м2 18 12 34 24 69 48
зарядка хладоном-12, кг 100 55 160 140 350 315
зарядка маслом ХФ-12, кг 10 20 30
расход охлаждающей воды, м3/ч 12 9 15 10 30 20
расход теплоносителя, м3/ч 15 10 30 20 60 40
масса, кг 1160 1020 2019 1816 3300 2770
Ресивер: марка РЛФ-0,06 РЛФ-0,09 РЛФ-0,18
емкость 60 90 180
Теплообменник: марка ТФ-50 ТФ-70 ТФ-80
поверхность, м2 0,5 1,34 2,3
Фильтр-осушитель ОФФ-20 ОФФ-32 ОФФ-40
Система автоматического управления: щит управления ЩУ-ФВ20 ЩИЕ-13 ЩИЕ-23
щит сигнализации ЩС-ФВ20 ЩИЕ-84 ЩИЕ-84
Примечание. В каталогах завода марки холодильных машин имеют обозначения: индекс I при 1440 об/мин; индекс II при 970 об/мин, т. е. ХМ-ФВ20/1, ХМ-ФВ20/П; ХМ-ФУ40/1 и т. д.
Приложение 30
Техническая характеристика холодильных машин, работающих на хладоне-22
Показатель Марка машины
ХМ-22ФУ2С0/2 ХМ-22ФУУ400/2
Холодопрозводительность при температуре испарения 5°С и температуре конденсации 35°С, ккал/ч 400000 800000
Эффективная мощность при температуре испарения 5°С и температуре конденсации 35°С, кВт 102 205
Количество заряжаемого фреона-22, кг 1000 2000
Количество заряжаемого масла кг 125 230
Масса машины, кг 7680 12606
319
Продолжение прилож. 30
Показатель Марка машины
ХМ-22ФУ200/2 ХМ-22ФУУ400/2
Компрессорный агрегат:
марка 22ФУ200/А АК-22ФУУ400/2
габариты, мм 2610X1350X1910 3125x1550X1700
масса, кг 3560 5140
компрессор Испарительно-конденсаторный агрегат: 22ФУ200 22ФУУ400
марка Испаритель-теплообменник: АИК-400/2 АИК-900/А
марка наружная поверхность теплообмена, м2: ИФ-200 ИФ-400
испарительная часть 209 390
теплообменная часть 15,2 31
расход теплоносителя, м3/ч 75 150
сопротивление, кгс/см2 0,3 0,13
масса, кг Конденсатор: 2414 4032
марка наружная поверхность теплооб- КФ-130 КФ-260
мена, м2 108 213
расход охлаждающей воды, м3/ч От 60 до 85 От 60 до 170
сопротивление, кгс/см2 0,3 0,4
масса, кг Осушитель: 1172 2412
марка ОФ-50 А ОФ-70А
габариты, мм 366X1070x2235 3750X1500 x 2600
масса, кг 3907 7011
Приложение 31
Техническая характеристика плафонов типа ВУ (серия 4.904-21, вып. 2)
Тип Размеры, мм м1
d h
ВУ-2 250 500 125 0,05
ВУ-3 315 630 160 0,08
ВУ-4 400 800 200 0,13
ВУ-5 500 1000 250 0,2
ВУ-6 630 1260 315 0,31
ВУ-8 800 1600 400 0,5
Примечание. Плафоны изготовляются с круглыми (тип ВУк) и квадратными (тип ВУп) диффузором и отражателем. Присоединительный патрубок в обоих случаях имеет круглое сечение d0.
320
П риложение 32
Техническая характеристика шестидиффузорных двухструйных плафонов типа ВДШ (серия 4.904—29)
Тип Размеры, мм М«
d h
ВДШ-2 250 500 136 0,05
вдш-з 315 630 153 0,08
ВДШ-4 400 800 196 0,13
ВДШ-5 500 1000 222 0,2
ВДШ-6 630 1260 256 0,31
ВДШ-8 800 1600 299 0,5
Примечание. Присоединительный патрубок плафонов как с круглыми диффузорами (тип ВДШк), так и с квадратными (тип ВДШп) имеет круглое сечение диаметром d0.
Приложение 33
Техническая характеристика двухструйных потолочных плафонов типа ВДП (серия 4.904—23)
Тип Размеры, мм Z7»» м1
d. ь h
ВДП-2 250 375 25-75 250 0,05
ВДП-3 315 475 30-95 250 0,08
ВДП-4 400 600 40-120 250 0,13
ВДП-5 500 750 50—150 250 0,2
ВДП-6 630 945 65-190 250 0,31
ВДП-8 800 1200 80—240 250 0,5
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Архипов Г. В. Автоматическое регулирование кондиционирования воздуха. М., Профиздат, 1962.
Б а р к а л о в Б. В., К а р п и с Е. Е. Кондиционирование воздуха в промышленных, общественных и жилых зданиях. М., Стройиздат, 1971.
Богословский В Н. Строительная теплофизика М., Высшая школа, 1970.
Богословский В. Н., Новожилов В. И., Симаков Б. Д., Титов В. П. Отопление и вентиляция. Часть II. Вентиляция. М., Стройиздат, 1976.
Богуславский Л. Д. Экономика теплогазоснабжения и вентиляции. М., Стройиздат, 1977.
Глушков В. М., Ющенко Е. Л., Артеменко В. В., Степанова Т. А. Проблемы автоматизации объектов жилищно гражданского строительства. — Кибернетика, 1972, 3.
Гоголин А. А. Три четверти века развития кондиционирования воздуха. — Холодильная техника, 1977, № 3.
Гоголин А. А. Отчет по теме «Исследование форсуночного кондиционера»/Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности. М_, 1970.
Зусманович Л. М. Оросительные камеры установок искусственного климата. М., Машиностроение, 1967.
К а р п и с Е. Е. Теплотехническая эффективность систем кондиционирования воздуха и кондиционеров различных схемных решений. М., Изд-во АС и А СССР, 1962.
Кокорин О. Я. Установки кондиционирования воздуха. М., Машиностроение, 1970.
К о к о р и и О. Я., С т а в и ц к и й Л И. Рекомендации по применению СКВ с местными доводчиками. М., изд. ЦНИИпромзданий, 1975.
Комаров М. С. Справочник холодильщика. М., ГНТИ машиностроительной литературы, 1962.
Кондиционеры, калориферы и вентиляторы. Каталог-справочник. М., ЦНИИТЭстроймаш, 1976.
Краснощеков Л. Ф. Расчет и проектирование воздухонагревательных установок для систем приточной вентиляции. Л., Стройиздат, 1972.
Крее л и нь А. Я. Автоматическое регулирование систем кондиционирования воздуха. М., Стройиздат, 1972.
Методика технико-экономической оценки систем охлаждения и кондиционирования воздуха. Рига, РПП, 1972.
Методика экономической оценки проектных решений санитарно-технических систем гражданских зданий. М., ЦНИИЭП инженерного оборудования, 1974.
Нестеренко А. В. Основы термических расчетов вентиляции и кондиционирования воздуха. М., Высшая школа, 1971.
П е к л о в А. А. Кондиционирование воздуха в промышленных и общественных зданиях. Киев, Буд1вельник, 1967.
Пекло в А. А. Гидравлические машины и холодильные установки. Киев. Вища школа. 1971.
322
П е к л о в А. А. Методические указания по расчету и выбору типовых кондиционеров КТ. Киев, КИСИ, 1975.
Пособие по проектированию ограждающих конструкций зданий (НИИСФ). М., Стройиздат, 1967.
Рекомендации по применению систем отопления, охлаждения и комплексных схем теплохладоснабжения для жилых и общественных зданий. М., изд. ЦНИИЭП инженерного оборудования, 1977.
Санитарные нормы проектирования промышленных предприятий СН 247-71. М., Госстрой СССР, 1972.
Сорокин Н. С. Вентиляция, отопление и кондиционирование воздуха на текстильных предприятиях. М., Легкая индустрия, 1974.
Сотников А. Г. Системы кондиционирования воздуха с количественным регулированием. Л., Стройиздат, 1976.
Справочник проектировщика. Защита от шума. М., Стройиздат, 1974.
Справочник проектировщика. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть II. Вентиляция и кондиционирование воздуха. М., Стройиздат, 1978.
Сребницкий Б. Н. Примеры расчета систем кондиционирования воздуха. Киев, Буд1вельник, 1970.
Строительные нормы и правила. Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха. СНиП 11-33-75. М., Стройиздат, 1976.
Строительный каталог, ч. 10, раздел 1, подраздел 91. Пылеуловители и фильтры. М., Сантехпроект, 1975.
Типовые конструкции и детали зданий и сооружений. Серия 4.904-18/76.
Шумоглушители вентиляционных систем. Выпуск 0. М., Госстрой СССР, 1976.
Чечи к Е. И., Ф р е й м а н И. А., О с а д ч а я С. П., Косьмин А. Г. Авторское свидетельство Кв 420853. — Бюллетень изобретений, 1974, Кв 11.
Щекин Р. В., Кореневский С. М., Бем Г. Е., Ч е ч и к Е. И. и др. Справочник по теплоснабжению и вентиляции, книга 2. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Киев, Буд1вельник, 1976.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение . 3
Глава I. Системы кондиционирования воздуха 7
§ 1. Задачи кондиционирования ......................... 7
§ 2. Принципиальные схемы систем кондиционирования воздуха 8
§ 3. Классификация систем кондиционирования воздуха 10
Глава II, Типы и серии кондиционеров 13
§ 4. Центральные кондиционеры 13
§ 5. Местные кондиционеры 24
Глава III. /—d-диаграмма влажного воздуха . 34
§ 6. Основные параметры воздуха 34
§ 7. 1—d-диаграмма ............................................ 40
§ 8. Построение процессов обработки воздуха . . . 42
§ 9. Характерные случаи изменения состояния воздуха 46
§ 10. Угловой масштаб...........................................48
§ 11. Примеры пользования I—d-диаграммой . . .49
Глава IV. Тепло- и влагообмен между воздухом и водой 5.4
§ 12. Основные положения .......................................54
§ 13. Уравнение теплообмена между воздухом и водой при непосредственном контакте .... ... 55
§ 14. Процессы обработки воздуха водой......................... 59
§ 15. Эффективность теплообмена в оросительных камерах , . 61
Глава V. Расчет систем кондиционирования воздуха 62
§ 16. Исходные данные для проектирования 62
§ 17. Выбор параметров внутреннего воздуха . 63
§ 18. Выбор параметров наружного воздуха .... 64
§ 19. Производственные вредности ................................65
§ 20. Производительность систем кондиционирования воздуха . 71
Глава VI. Обработка воздуха в системах кондиционирования воздуха ..............................................................75
§ 21. Основные предпосылки к выбору метода обработки воздуха 75
§ 22. Обработка воздуха в прямоточных кондиционерах ... 77
§ 23. Обработка воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией 83
§ 24. Обработка воздуха в кондиционере с первой и второй рециркуляцией ... ... 91
Глава VII. Расчет основных элементов кондиционеров . 96
§ 25. Нагревание воздуха в воздухонагревателях.............96
§ 26. Увлажнение, охлаждение и осушка воздуха в оросительных камерах..................................................101
§ 27. Обработка воздуха в камерах с орошаемой насадкой . . 120
§ 28. Охлаждение и осушка воздуха в поверхностных воздухоохладителях 125
324
§ 29. Очистка воздуха от пыли..................................131
§ 30. Двухступенчатое (прямое и косвенное) испарительное охлаждение воздуха............................. .... 132
§ 31. Обработка воздуха сорбентами ............................138
§ 32. Очистка воздуха от запахов (дезодорация), дезинфекция и ионизация воздуха ............................................. 139
Глава VIII. Системы кондиционирования воздуха.................142
§ 33. Общие сведения о центральных системах кондиционирования воздуха.........................................................142
§ 34. Центральные однозональные прямоточные системы кондиционирования воздуха ... .................143
§ 35. Центральные однозональные системы кондиционирования воздуха с рециркуляцией.................................. . . 147
§ 36. Центральные многозональные одноканальные системы кондиционирования воздуха прямоточные и с рециркуляцией . . 150
§ 37. Центральные многозональные двухканальные системы кондиционирования воздуха .... .............154
§ 38. Центральные водовоздушные системы кондиционирования воздуха.........................................................157
§ 39. Местные системы кондиционирования воздуха .... 161
§ 40. Методы автоматического регулирования центральных систем кондиционирования воздуха 162
Глава IX Тепло- и холодоснабжение систем кондиционирования воздуха ........................................................ 165
§ 41. Теплоснабжение калориферов................................165
§ 42. Холодоснабжение центральных систем кондиционирования воздуха и местных воздухоохладителей...............................171
§ 43. Источники холода для систем кондиционирования воздуха 177
§ 44. Холодильные агенты .............. .... 178
§ 45. Холодоносителн ..........................................179
§ 46. Принципиальная схема парокомпрессионной холодильной установки .................................. . . 180
§ 47. Режим работы холодильной установки 181
§ 48. Холодопроизводительность установки.......................182
§ 49. 1g р—i-диаграмма и ее применение в расчетах холодильных установок . .......................184
§ 50. Оборудование парокомпрессионных холодильных установок 188
§ 51. Абсорбционные и пароэжекторные холодильные машины 197
§ 52. Размещение и компоновка холодильных станций 201
§ 53. Емкости систем холодоснабжеиия . . 206
§ 54. Брызгальные бассейны и градирни ...... 209
§ 55. Тепловые насосы и их применение в системах кондиционирования воздуха.................................... . . 213
Глава X. Распределение воздуха в кондиционируемых помещениях
§ 56. Принципиальные схемы распределения воздуха и характеристики воздухораспределителей ................................... 217
§ 57. Распределение воздуха через регулируемые решетки . 232
§ 58. Распределение воздуха струями, направленными вверх 233
§ 59. Распределение воздуха через потолочные плафоны . . . 236
§ 60. Распределение воздуха через потолочные перфорированные панели .........................................................239
Глава XI. Защита от шума в системах кондиционирования воздуха
§ 61. Основные акустические понятия и нормирование шумов 246
§ 62. Допустимые уровни звукового давления в помещениях , 247
§ 63. Источники шума в системах кондиционирования воздуха 249
§ 64. Расчет октавных уровней звукового давления .... 252
§ 65. Снижение уровней звуковой мощности вентиляционной сети 253
325
§ 66. Мероприятия по снижению уровней звукового давления . 256
§ 67. Проектирование глушителей для систем кондиционирования воздуха ................................................258
§ 68. Примеры акустического расчета систем кондиционирования воздуха .... ....................262
Глава XII. Технико-экономические показатели систем кондиционирования воздуха . .............269
§ 69. Технические характеристики систем кондиционирования воздуха 269
§ 70. Капитальные затраты на устройство систем кондиционирования воздуха .... 271
§ 71. Эксплуатационные расходы 272
§ 72. Определение приведенных затрат 275
Глава XIII. Примеры расчета и выбора оборудования систем кондиционирования воздуха . 276
§ 73. Методика ручного расчета систем кондиционирования воздуха 276
§ 74. Использование электронных вычислительных машин при проектировании систем кондиционирования воздуха . 285
Приложения , 221