Кондиционирование воздуха, вентиляция и отопление помещений

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ______________________________________________________________ Казанский государственный энергетический университет Курс лекций « КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ ВОЗДУХА, ВЕНТИЛЯЦИЯ И ОТОПЛЕНИЕ ПОМЕЩЕНИЙ» 2 Лекция 1 Определение нормативных начальных параметров воздуха для проектирования СКВ Санитарные правила устанавливают гигиенические требования к показателям микроклимата рабочих мест производственных помещений с учетом интенсивности энергозатрат работающих, времени выполнения работы, периодов года и содержат требования к методам измерения и контроля микроклиматических условий. Показатели микроклимата должны обеспечивать сохранение теплового баланса человека с окружающей средой и поддержание оптимального или допустимого теплового состояния организма. Показателями, характеризующими микроклимат в производственных помещениях, являются: температура воздуха; температура поверхностей; относительная влажность воздуха; скорость движения воздуха; интенсив-ность теплового облучения Оптимальные микроклиматические условия установлены по критериям оптимального теплового и функционального состояния человека. Они обес-печивают общее и локальное ощущение теплового комфорта в течение 8-часовой рабочей смены при минимальном напряжении механизмов терморе-гуляции, не вызывают отклонений в состоянии здоровья, создают предпосыл-ки для высокого уровня работоспособности и являются предпочтительными на рабочих местах. Учитывается температура поверхностей ограждающих конструкций (стены, потолок, пол), устройств (экраны и т. п.), а также технологического оборудования или ограждающих его устройств. Практически во всех регионах России при нагреве воздуха в зимний период до комнатной температуры 20 °С относительная влажность в холод-ный период при отсутствии искусственного увлажнения становится ниже, чем в пустыне Сахара. Недостаток влаги воздуха не только ухудшает само-чувствие людей, но и приводит к нарушениям технологического процесса, снижению качества продукции, увеличению выхода брака и в ряде случаев создает угрозу безопасности обслуживающего персонала. Современная жизнь заставляет человека значительную часть суток проводить в помещении, будь то квартира, офис, производственные цеха и т.п. В среднем городские жители более 90 % времени находятся внутри зданий, испытывая воздействие искусственной окружающей среды. Создание комфортных условий является залогом здоровья. Если обогрев, вентиляция, освещение и водоснабжение в большинстве случаев обеспечиваются в той или иной степени, то проблема поддержания необходимого уровня влажности в помещениях зачастую решается по остаточному принципу или не решается вовсе. Вместе с тем, фактор влажности играет значительную роль, являясь полноправной составляющей триады основных показателей степени комфорта (температура воздуха — его подвижность — влажность). Матема-тически формализованная взаимосвязь указанных показателей по 6-бальной шкале оценки уровня комфорта определяется международным стандартом ISO 7730 с использованием вычисляемых индексов PMV и PPD. Известно, что человеческое тело на 85 % состоит из воды, и поэтому сохранение ба-ланса влажности — одно из основных условий сохранения здоровья и хорошего самочувствия. Особую роль увлажнение воздуха играет в зимний период, когда, даже при высокой относительной влажности атмосферного воздуха, его абсолютное влагосодержание является, как правило, чрезвы -чайно низким. Поступая в помещение, воздух нагревается. При этом его абсолютное влагосодержание остается неизменным, а относительная влажность резко падает. Для поддержания относительной влажности на приемлемом уровне требуется искусственное увлажнение воздуха, причем зачастую достаточно интенсивное. Приведенные данные свидетельствуют, что практически во всех регио-нах России относительная влажность в холодный период при отсутствии искусственного увлажнения опускается существенно ниже регламентируе-мых значений. Последние составляют в среднем 50 – 60 %. В регионах с резко континентальным климатом при нагреве воздуха в зимний период до комнатной температуры 20 °С относительная влажность падает практически до 0 %. Для сравнения следует указать, что относительная влажнос ть воздуха в пустыне Сахара не опускается ниже 15 %. Помимо обеспечения комфорта поддержание необходимого уровня влажности является также чрезвычайно важным с санитарно-гигиенической точки зрения. Известно, что бактериальная флора (pneumococcus, staphyloco-ccus, streptococcus) угнетается в 20 раз интенсивнее при относительной влажности воздуха от 45 до 55 %, чем при влажности воздуха выше 70 % и ниже 20 %. Оптимальные величины показателей микроклимата необходимо со-блюдать на рабочих местах производственных помещений, на которых выполняются работы операторского типа, связанные с нервно-эмоциональ-ным напряжением (в кабинах, на пультах и постах управления технологи-ческими процессами, в залах вычислительной техники и др.). Перечень других рабочих мест и видов работ, при которых должны обеспечиваться оптимальные величины микроклимата определяются Санитарными прави -лами по отдельным отраслям промышленности и другими документами, согласованными с органами Государственного санитарно эпидемиологичес-кого надзора в установленном порядке. 3 Выбор нормированных параметров воздуха в помещении Оптимальные параметры микроклимата на рабочих местах должны соответствовать величинам, приведенным в табл. 1.1, применительно к вы-полнению работ различных категорий в холодный и теплый периоды года. Перепады температуры воздуха по высоте и по горизонтали, а также изменения температуры воздуха в течение смены при обеспечении оптималь-ных величин микроклимата на рабочих местах не должны превышать 2 °С и выходить за пределы величин, указанных в табл. 1.2 для отдельных категорий работ. Таблица 1.1. Оптимальные величины показателей микроклимата на рабочих местах производственных помещений Период года Категория работ по уровню энергозатрат, Вт Температура воздуха, С Температура поверхностей, С Относительная влажность воздуха, % Iа (до 139) Iб (140-174) IIа (175-232) IIб (233-290) III (более 290) Iа (до 139) Iб (140-174) IIа (175-232) IIб (233-290) III (более 290) 22-24 21-23 19-21 17-19 16-18 23-25 22-24 20-22 19-21 18-20 21-25 20-24 18-22 16-20 15-19 22-26 21-25 19-23 18-22 17-21 60-40 60-40 60-40 60-40 60-40 60-40 60-40 60-40 60-40 60-40 Холодный Теплый Скорость движения воздуха, м/с 0,1 0,1 0,2 0,2 0,3 0,1 0,1 0,2 0,2 0,3 Допустимые микроклиматические условия установлены по критериям допустимого теплового и функционального состояния человека на период 8-часовой рабочей смены. Они не вызывают повреждений или нарушений состояния здоровья, но могут приводить к возникновению общих и локаль-ных ощущений теплового дискомфорта, напряжению механизмов терморе-гуляции, ухудшению самочувствия и понижению работоспособности. Допустимые величины показателей микроклимата устанавливаются в случаях, когда по технологическим требованиям, техническим и экономичес-ки обоснованным причинам не могут быть обеспечены оптимальные вели-чины. Допустимые величины показателей микроклимата на рабочих местах должны соответствовать значениям, приведенным в табл. 1.2 применительно к выполнению работ различных категорий в холодный и теплый периоды года. При температуре воздуха 26 - 28 °С скорость движения воздуха, ука-занная в табл. 1.2 для теплого периода года, должна соответствовать диапа-зону: 0,1 - 0,2 м/с - при категории работ Iа; 0,1 - 0,3 м/с - при категории работ Iб; 0,2 - 0,4 м/с - при категории работ IIа; 0,2 - 0,5 м/с - при категориях работ IIб и III. Таблица 1.2. Допустимые величины показателей микроклимата на рабочих местах производственных помещений Период и категория года работ по уровню энергозатрат Вт Iа (до 139) Iб (140-174) Холод-ный IIа (175-232) IIб (233-290) III (более 290) Iа (до 139) Iб (140-174) Теплый IIа (175-232) IIб (233-290) III (более 290) Температура воздуха, С диапазон диапазон ниже опвыше оптималь-ных тималь-ных ве-личин ве-личин 24,1-25,0 20,0-219 19,0-20,9 23,1-240 17,0-18,9 21,1-23,0 19,1-22,0 15,0-169 13,0-15,9 18,1-21,0 210-22,9 251-28,0 20,0-21,9 24,1-28,0 18,0-199 22,1-270 16,0-18,9 21,1-27,0 15,0-17,9 20,1-26,0 Темпера-тура по-верхностей С Относи-тельная влажность воздуха % 19,0-26,0 18,0-25,0 16,0-24,0 14,0-23,0 12,0-22,0 20,0-29,0 19,0-29,0 17,0-28,0 15,0-28,0 14,0-27,0 15-75 15-75 15-75 15-75 15-75 15-75 15-75 15-75 15-75 15-75 Скорость движения воздуха, м/с для диапазона для диапазона температур воздуха температур воздуха ниже оптимальных выше оптимальных величин не более величин не более 0,1 01 0,1 0,2 0,1 0,3 0,2 0,4 0,2 04 0,1 0,2 0,1 0,3 0,1 0,4 0,2 0,5 0,2 0,5 Допустимые величины интенсивности теплового облучения работа-ющих на рабочих местах от производственных источников, нагретых до тем-ного свечения (материалов, изделий и др.) должны соответствовать значени-ям, приведенным в табл. 1.3. Таблица 1.3. Допустимые величины интенсивности теплового облучения поверхности тела работающих от производственных источников 4 Облучаемая поверх-ность тела, Интенсивность тепло-вого % облучения, Вт/м, не более 50 и более 35 25-50 70 не более 25 100 В производственных помещениях, в которых допустимые нормативные величины показателей микроклимата невозможно установить из-за техноло-гических требований к производственному процессу или экономически обоснованной нецелесообразности, условия микроклимата следует рассма-тривать как вредные и опасные. В целях профилактики неблагоприятного воздействия микроклимата используют защитные мероприятия (например, системы местного кондиционирования воздуха, воздушное душирование, компенсация неблагоприятного воздействия одного параметра микроклимата изменением другого, спецодежда и другие средства индивидуальной защиты, помещения для отдыха и обогревания, регламентация времени работы, в частности, перерывы в работе, сокращение рабочего дня, увеличение про-должительности отпуска, уменьшение стажа работы и др.). Температуру воздуха в помещениях принимают: а) для теплого периода года при проектировании вентиляции в помеще-ниях с избытком явной теплоты — максимальную из допущенных темпера-тур, а при отсутствии избытков теплоты — экономически целесообразную в пределах допустимых температур; б) для холодного периода года и переходных условий при проектирова-нии вентиляции для ассимиляции избытков теплоты экономически целесо-образную в пределах допустимых температур, а при отсутствии избытков теплоты — минимальную из допустимых температур. Выбор нормированных параметров наружного воздуха Для зимнего периода определяющими параметрами климата являются температура наружного воздуха tн и скорость ветра υн. В некоторых случаях кроме указанных параметров необходимо учитывать относительную влаж-ность  н и наружного воздуха, солнечную радиацию, направление ветра, осадки. Определение расчетных наружных условий для зимнего периода в основном сводится к установлению расчетного сочетания tн и υн с учетом заданного коэффициента обеспеченности Коб.п, показывающего в долях единицы или в процентах число случаев п, когда недопустимо отклонение от расчетных условий. Основным показателем холодного периода года является изменение температуры наружного воздуха tн для ряда климатических районов с учетом различных Коб.n построены расчетные кривые изменения tH в период резкого похолодания. Для различных районов они имели характерную и близкую по очертаниям форму (рис. 1.1). Сначала температура медленно понижалась до начала периода резкого похолодания, а затем имело место резкое понижение температуры с переходом через мини мум и медленное повышение темпера-туры после конца периода резкого похолодания. Летний период года определяется прежде всего интенсивностью солнечной радиации и температурой наружного воздуха. За расчетный лет-ний период принимают наиболее жаркие летние сутки. Кроме того, необходимо знать продолжительность облучения ограждений зданий данной ориентации солнечной радиацией в течение суток и время максимума дей-ствия солнечной радиации. Скорость ветра принимают равной расчетной за июль месяц , но не менее 1 м/с. Там же приводятся значения  н для соответствующих расчетных температур. Рис. 1.1. Расчетная кривая изменения температуры наружного воздуха в холодный период года. 5 В более современных СНиП последовательно заменявших один другого, вместо относительной влажности воздуха приводятся удельные энтальпии iн, кДж/кг наружного воздуха. Расчетные параметры наружного воздуха устанавливаются на сновании данных метеорологических наблюдений в различных географических пунк-тах. Согласно СНиП климат холодного и теплого периодов года для различных гео графических пунктов характеризуется двумя расчетными параметрами наружного воздуха: А и Б. Для систем вентиляции и кондиционирования воздуха гражданских и производственных помещений в качестве расчетных параметров наружного воздуха для теплого периода года должны приниматься параметры А, а для систем отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха для холодного периода года – параметры Б. Для систем вентиляции зданий сельскохозяйственного назначения для теплого и холодного периодов года принимаются расчетные параметры А наружного воздуха, а для систем отопления для холодного периода года принимаются расчетные параметры Б. В переходный период года для систем отопления и вентиляции принимается температура наружного воздуха + 8 С. Расчетная температура наружного воздуха для холодного периода года (параметры Б) tнх: при расчете потерь теплоты через наружные ограждения принимается равной средней температуре воздуха наиболее холодной пяти-дневки в данном населенном пункте из восьми зим за 50-летнй период или температуре воздуха более холодного помещения - при расчете потерь теплоты через внутренние ограждения. Расчетная температура tнх значитель-но выше, чем абсолютная минимальная. Так, для Красноярска она принимается равной - 40 С (с коэффициентом обеспеченности Коб = 0,92), тогда как абсолютная минимальная температура достигает - 53 С, для Казани соответственно - 32 и - 47 С. Расчет системы отопления на абсолютную минимальную температуру, которая отмечается раз в несколько лет, причем в течение короткого периода времени, измеряемого часами, экономически не оправдан. Кратковременное резкое понижение температуры наружного воздуха благодаря теплоаккуму-лирующей способности строительных конструкций и мебели, находящейся в помещении, не вызывает заметных изменений температуры внутреннего воздуха. Принятые в настоящее время в России значения температур наружного воздуха для расчета систем отопления и вентиляции основаны на большом практическом опыте и теоретических исследованиях вопросов тепловой устойчивости зданий и отражают стремление обеспечить более высокую надежность работы систем теплоснабжения, чем это было в последние десятилетия, особенно в периоды резких похолоданий (например, 1978 -1979 гг.). Правильный выбор начала и конца отопительного периода имеет существенное значение для качественного теплоснабжения зданий. Для жилых и общественных зданий начало и конец отопительного периода обычно регламентируются местными властными органами. Согласно действующим в нашей стране строительным нормам и правилам продолжительность отопительного периода определяется по числу дней с устойчивой среднесуточной температурой + 8 С и ниже. Эта наружная температура принята за начало и конец отопительного периода tH.K = 8 С. Однако практика эксплуатации показала, что жилье и общественные здания не следует оставлять без отопления в течение длительного периода при температуре наружного воздуха ниже 10...12 С, поскольку при этом температура внутреннего воздуха заметно снижается, что неблагоприятно отражается на самочувствии людей. При проектировании отопления производственных зданий необходимо учитывать, что начало и конец отопительного периода этих зданий опреде-ляются наружной температурой, при которой теплопотери через наружные ограждения становятся равными внутренним тепловыделениям. В большин-стве случаев продолжительность отопительного периода для производствен-ных зданий короче, чем для жилых и общественных, поскольку тепловыделения в производственных зданиях значительны. Лекция 2 Расчет тепловлажностных балансов помещения Тепловой баланс помещения составляется отдельно для каждого пери-ода года и отдельно по явной и скрытой теплоте. Для теплого периода года можно записать. QT.B + Qp - Qт.п.л =  Q, где QT.B - суммарные тепловыделения в помещении без учета теплоты солнечной радиации, кВт; Qp - теплота солнечной радиации для остекленных поверхностей и покрытий, кВт; Qт.п.л - тепловые потери в помещении для теплого периода года, кВт. Для холодного и переходного периодов года баланс теплоты в помеще-нии будет иметь вид: Qт.п - Q т.в =  Q, где Qт.п - теплопотери помещения в холодный или переходный период года 6 через ограждающие конструкции и на нагрев инфильтрационного воздуха, кВт. В зависимости от величин, входящих в уравнения, тепловой баланс помещения может иметь три вида. Первый вид теплового баланса – тепловыделения равны теплопотерям: Q = 0 В этом случае при работающем технологическом оборудовании темпе-ратура воздуха помещения не будет изменяться. Во время неработающего оборудования (выходные дни, ночное время) тепловыделения уменьшаются и будет наблюдаться недостаток теплоты, поэтому внерабочее время холод-ного периода года в помещениях должно быть предусмотрено дежурное отопление. Второй вид теплового баланса - теплопотери превышают тепловыделе-ния: Q < 0; Q = Qнед , где Qнед - недостаток теплоты в помещении, кВт. При составлении теплового баланса по явной теплоте Qнед.я компенси-руется установкой нагревательных приборов отопления или путем совме-щения отопления с системой вентиляции. В последнем случае температура подаваемого в помещение воздуха должна превышать температуру воздуха в помещении на t = Qнед.я с G , где с - теплоемкость воздуха кДж/(кг·К); G - массовый расход приточного воздуха, кг/с. Третий вид баланса - тепловыделения больше теплопотерь: Q > 0; Q = Qизб , Избыток явной теплоты Qизб должен поглощаться воздухом, подава-емым в помещение с температурой ниже температуры воздуха в помещении. Как и в первом случае, при неработающем оборудовании должно предусма-триваться дежурное отопление. Расчет теплового баланса помещения в теплый период года Обычно производительность систем вентиляции и кондиционирования определяется избытком тепла и влаги в теплый период года. При недостатке тепла в холодный период применяют обогревательные системы . В летнем тепловом режиме на здание действуют совместно несколько факторов поступления тепла. Это солнечная радиация, параметры наружного воздуха, а также внутренние теплопоступления. Поддержание заданных условий усложняется тем, что теплопоступления не стационарны, а меняются в течение суток. Одна из задач проектирования систем кондиционирования и вентиляции - это расчет летнего теплового режима здания. Важно учесть все факторы, влияющие на баланс тепла и влаги в помещении. Две основные категории поступления тепла: наружные нагрузки, возникающие вне помещения, внутренние нагрузки, возникающие в здании, тепловой баланс которого рассчитывается. Для проектирования сложных систем кондиционирования необходим детальный учет всех факторов поступления и потери тепла. Данный метод обеспечивает достаточно точный расчет необходимой производительности системы, но имеет большую вычислительную сложность. Основные источники тепла: 1) Поступления теплоты в помещение солнечной радиации и за счет разности температур через ограждения; 2) теплопоступления в помещение. Поступления теплоты в помещение солнечной радиации и за счет раз-ности температур. Для остекления световых проемов, ориентированных на С и Ю, Ас.о для расчетного часа суток определяют по абсолютному значению по формуле Ас.о = (Ас –Ао ), где (1) Ао - азимут остекления световых проемов(угол между нормалью к плоскости остекления или проекцией этой нормали на горизонтальную плоскость и южным направлением), отсчитываемый по или против хода часовой стрелки до 180 включительно в град (см. рис. 2.1); Ас - азимут солнца - угол между южным направлением и горизонтальной проекцией солнечного луча, определяемый в град. Для остекления световых проемов, ориентированных на СВ или В, Ас.о определяют: а) для первой половины дня, т. е. до 12 ч включительно, по формуле (3); б) для второй половины дня, т. е. после 12 ч по формуле Ас.о = 360 - (Ас + Ао). (2) Для остекления световых проемов, ориентированных на З или СЗ, Ас.о определяют: а) для первой половины дня по формуле (1); б) для второй половины дня по формуле (2). Для остекления световых прое-мов, ориентированных на ЮВ, Ас.о определяют: 1) для первой п6ловины дня по формуле (1); 7 2) для второй половины дня по формуле Ас.о = Ас + Ао, (3) Для остекления световых проемов, ориентированных на ЮЗ, Ас.о опре-деляют: а) для первой половины дня по формуле (3); б) для второй половины дня по формуле (1). Рис.2.1. Построение проекций солнечных лучей и азимутов. 1 – горизонтальная плоскость; 2 – плоскость остекления светового проема; 3 – солнечный луч; 4 – горизонтальная проекция солнечного луча; 5 – нормаль к плоскости остекления. проемы в противоположных стенах, в тех случаях, когда не задается расчетный час суток, следует рассчитывать поступление тепла отдельно для каждого ограждения и учитывать в расчете наибольшую сумму полученных значений за период эксплуатации помещения. Поступления теплоты, Q Вт, в помещении от солнечной радиации через остекленные световые проемы и массивные ограждающие конструкции зданий различного назначения для наиболее жаркого месяца года (июля) и заданного или каждого часа суток, рассчитывают по формуле: a b Q  Q   Q , i i, м i 1 i 1 где: Qi - тепловой поток, Вт, через i-й световой проем; Qi,м - тепловой поток, Вт, через i-е массивное ограждение; a,b - число световых проемов и массивных ограждений. Расчетным является максимальный тепловой поток Qмакс , Вт, выбира-емый из часовых поступлений теплоты за период, когда в помещении работа-ют или отдыхают люди или ведется производственный процесс. Тепловой поток прямой и рассеянной солнечной радиации (далее "солнечной радиации") через i-й световой остекленный проем (далее "свето-вой проем"), Вт, определяют по формуле: Qoc  Qoc,i  a п  Qt , где: Qoc - тепловой поток, Вт, солнечной радиации через остекленный свето- вой проем; aï - показатель поглощения теплового потока солнечной радиации; 8 Q t - тепловой поток теплопередачей через световой проем. Примечание. При определении поступлений теплоты для расчета систем вентиля-ции, величину Qt допускается не учитывать. Тепловой поток, Вт, солнечной радиации через световой проем рассчи-тывают по формуле: Q oc,i  (qп K1  q р K 2 ) K 3 K 4 Aoc , где: q п , q р - поверхностная плотность теплового потока, Вт/м , через ос2 текленный световой проем в июле в данный час суток, соответственно от прямой ( q п ) и рассеянной ( q р ) солнечной радиации, принимаемая для вертикального и горизонтального остекления по прилож. 11; K1  K п,г  K п, В - коэффициенты облученности прямой солнечной радиацией для учета площади светового проема, незатененной горизонтальной K пг и вертикальной K плоскостями в строительном исполнении, рис 2.2; K2  Kг  KВ - коэффициенты облученности для учета поступления рас- cеянной солнечной радиации через световые проемы, незатененные горизонтальной и вертикальной наружными солнцезащитными плоскостями в строительном исполнении; K 3 - коэффициенты теплопропускания солнцезащитных устройств (шторы, карнизы, жалюзи и др. изделия заводского изготовления), принимаемые по прилож. K 4 - коэффициент теплопропускания остеклением световых проемов, принимаемые по прилож.; Aoc - площадь светового проема (остекления), м . 2 Поверхностная плотность тепловых потоков, (Вт/м 2 ), поступающих в помещение в данный час суток через наклонное остекление от прямой и рассеянной солнечной радиации для остекления а - при qп , q р определяют по формулам: 0   Aоc  90 или 270   Aoc  360; qп=q п,г·cos+qп,в·sin; qp=qp,г·cos+qp,в·sin для остекления в - при 90  As ,oc  270; qп=q' п,г · cos - q'п,в · sin, qp=q'р,г · cos - q'р,в · sin, где: q п,г , q п,В , q р,г , q р,В - поверхностная плотность тепловых потоков, Вт/м , 2 поступающих от прямой (п) и рассеянной (р) солнечной радиации соответственно через горизонтальное (г) и вертикальное (в) остекление той же ориентации, что и наклонное остекление "а", принимаемые по прил.: q п' , В , q 'р, В - поверхностная плотность тепловых потоков, Вт/м , посту2 пающих от прямой и рассеянной солнечной радиации через вертикальное остекление, ориентация которого соответствует остеклению ''в'' противоположна ориентации наклонного остекления ''а'', принимаемые по прилож.; 9  - угол наклона остекления к горизонтальной плоскости, град. (рис.2.3). Примечание: Если при вычислении по формулам qп  0 , т.к. в этом случае остекление находится в тени. величина qп окажется отрицательной, то следует считать Рис. 2.2. Построение солнечных азимутов для треугольного фонаря. 1 – горизонтальная проекция солнечного луча; 2 – горизонтальная проекция к нормали остекления, ориентированного на ЮЗ; 3 - горизонтальная проекция к нормали остекления, ориентированного на СВ. Примечание: При отсутствии солнцезащитных устройств (СЗУ) в формулах и принимают r = s = 0.   Азимуты световых проемов, ориентированные по основным странам света имеют следующие значения: ЮВ - 45 , В - 90 ,       СВ - 135 , С - 180 , Ю ±0 , ЮЗ - 45 , З - 90 , СЗ - 135 . Затенение светового проема наружными солнцезащитными плоскостя-ми (в строительном исполнении) рассчитывается по формулам или графи-ческим построением тени. Для графического расчета на горизонтальном разрезе окна через точки m1 m2 (на гранях защитных ребер, проводят горизонтальные проекции солнечных лучей до пересечения их с плоскостью стекол. и 10 Рис. 2.3. Построение тени, отбрасываемой на остекление светового проема козырьком и ребрами. При применении наружных солнцезащитных строительных конструк-ций (ребер, козырьков и т. п.). затеняющих всю или часть площади остекле-ния проемов, для затененной площади следует учитывать поступления тепла только от рассеянной радиации. Тепловой поток, Вт, через массивную ограждающую конструкцию (наружную стену или покрытие) Q м , для данного часа суток (Z) определяют по формуле. Q 1     J  t нар   ср  t n    к   Вн  0,5О1 Aм,с   О2 Aj  Aм ,      нар V  нар     R  м = где: R - сопротивление теплопередаче массивной ограждающей конструкции (наружной стены, покрытия), (м2 · оС)/Вт, рассчитывают по по формуле, приведенной ранее; t нар , t n  - средняя температура наружного воздуха в июле, по прилож. и температура воздуха в помещении; - коэффициент поглощения солнечной радиации поверхностью ограждающей конструкции, принимаемый по прилож.; J ср к - среднесуточное значение поверхностной плотности теплового пото- ка суммарной солнечной радиации (прямой и рассеянной), Вт/м 2, поступающей в июле следует принимать по прилож. для горизонтальной и для вертикальной поверхности; - коэффициент равный 1 - при отсутствии вентилируемой воздушной прослойки в ограждении (покрытии) и равным 0,6 для всех других ограждающих конструкций; V - величина затухания амплитуды колебаний температуры наружного воздуха в ограждающей конструкции; Расчет теплового баланса помещения в холодный период года Теплопотери через ограждения 11 Основные и добавочные потери теплоты определяют суммируя потери теплоты через отдельные ограждающие конструкции Qогр, Вт, с округлением до 10 Вт для помещений по формуле Q  A(t p  t ext )(1   )n / R где А — расчетная площадь ограждающей конструкции, м 2; R — сопротивление теплопередаче ограждающей конструкции, (м 2 оС) / Вт. Сопротивление теплопередаче конструкции определяют по формуле (кроме полов на грунте), сопротивление теплопередаче световых проемов (окон, балконных дверей и фонарей) - по прилож. tp - расчетная температура воздуха, С, в помещении с учетом повышения ее в зависимости от высоты для помещений высотой более 4 м, tp.верх – температура воздуха в помещении на высоте >4 м определяют по формуле; texp - расчетная температура наружного воздуха для холодного периода года при расчете потерь теплоты через наружные ограждения или температура воздуха более холодного помещения—при расчете потерьтеплоты через внутренние ограждения (прилож.);  — добавочные потери теплоты в долях от основных потерь; п — коэффициент, принимаемый в зависимости от положения наружной поверхности ограждающих конструкций по отношению к наружному воздуху по прилож.. Сопротивление теплопередаче R, (м2  С)/Вт, ограждающей конструкции определяют по формуле R  1 н  Rк  1 в , где в — коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности ограждающих конструкций, принимаемый по прилож.; Rк — термическое сопротивление ограждающей конструкции, (м 2С)/Вт, н — коэффициент теплоотдачи (для зимних условий) наружной поверхности ограждающей конструкции. Вт/(м  С). Термическое сопротивление Rк, (м  С)/Вт, ограждающей конструкции с последовательно расположенными однородными слоями определяют как сумму термических сопротивлений отдельных слоев: Rк = R1 + R2 + ... + Rn + Rв.п., где R1, R2 , ..., Rn — термические сопротивления отдельных слоев ограждающей конструкции, (м 2  С)/Вт, определяемые по формуле; Rв.п. — термическое сопротивление замкнутой воздушной прослойки. Добавочные потери теплоты  через ограждающие конструкции прини-мают в долях от основных потерь: а) в помещениях любого назначения через наружные вертикальные и наклон-ные (вертикальная проекция) стены, двери и окна, обращенные на север, восток, северо-восток и северо-запад в размере 0,1, на юго-восток и запад — в размере 0,05; в угловы х помещениях дополнительно — по 0,05 на каждую стену, дверь и окно, если одно из ограждений обращено на север, восток, северо восток и северо-запад и 0,1 — в других случаях; б) в помещениях, разрабатываемых для типового проектирования, через сте-ны, двери и окна, обращенные на любую из сторон света, в размере 0,08 при одной наружной стене и 0,13 для угловых помещений (кроме жилых), а во всех жилых помещениях — 0,13; в) через не обогреваемые полы первого этажа над холодными подпольями зданий в местностях с расчетной температурой наружного воздуха минус 40 С и ниже (параметры Б) — в размере 0,05; г) через наружные двери, не оборудованные воздушными или воздушно-тепловыми завесами, при высоте зданий H, м, от средней планировочной отметки земли до верха карниза, центра вытяжных отверстий фонаря или устья шахты в размере: 0,2 H — для тройных дверей с двумя тамбурами между ними; 0,27 H — для двойных дверей с тамбурами между ними; 0,34 H —для двойных дверей без тамбура; 0,22 H —для одинарных дверей; д) через наружные ворота, не оборудованные воздушными и воздушно-тепло-выми завесами, — в размере 3 при отсутствии тамбура и в размере 1 — при наличии тамбура у ворот. 12 Пр и м е ч а н и е . Для летних и запасных наружных дверей и ворот добавочные потери теплоты по подпунктам "г" и "д" не учитывают. Сопротивление теплопередаче полов определяют (для полов на грунте, принимая R = RC , для не утепленных полое и R = Rh для утепленных): а) для не утепленных полов на грунте и стен, расположенных ниже уровня земли, с коэффициентом теплопроводности   1,2 Вт/(м2С) по зонам шириной 2 м, параллельным наружным стенам, принимая Rс, м2  С /Вт, равным: 2,1 — для 1 зоны; 4,3 — для II зоны; 8,6 — для III зоны; 14,2 — для IV зоны; (для оставшейся площади пола); б) для утепленных полов на грунте и стен, расположенных ниже уровня земли, с коэффициентом теплопроводности  h < 1,2 Вт/(м2 С) утепляющего слоя толщиной , м, принимают Rh м2С/Вт по формуле R h  Rc   /  ; h Расчетная температура воздуха внутри помещения tр принимается равной температуре в рабочей или обслуживаемой зоне для помещений высотой до 4 м. При большой высоте следует учитывать изменение температуры по высоте помещения и принимать на высоте до 4 м от пола температуру в рабочей зоне, на высоте боле 4 м - среднюю температуру между температурами воздуха в рабочей и верхней зонах помещения. Температура в верхней зоне определяют по формуле tр.верх = tр + k1 (Н - 2), где tр - температура воздуха в рабочей зоне; kl - коэффициент нарастания температуры по высоте, определяемый опытным путем и рекомендуемый нормативными документами (k! = 0,2 - 1,5 оС/м); Н - высота помещения, м. При расчете теплопотерь через полы и потолки к расчетной разности температур (tр - tн) вводится коэффициент, значения которого приводятся в таблице. Таблица. Ограждающая конструкция Наружные стены и покрытия, чердачные перекрытия (с кровлей из штучных материалов) То же с кровлей из рулонных материалов Перекрытия над не отапливаемыми подвалами со световыми проемами То же без окон n 1,00 0,90 0,75 0,60 Принципы обмеров ограждающих конструкций. Площадь А, м2 , и линейные размеры ограждающих конструкций при расчете потерь теплоты зданиями, сооружениями и помещениями определяют следующим образом: а) площадь световых проемов и дверей - по наименьшим размерам строи-тельных проемов в свету; Рис. 2.4. 1 – зона I; 2 – зона II; 3 – зона III; 4 – зона IV (остальная часть пола помещения). б) площадь потолков и полов - по размерам между осями внутренних стен и от внутренней поверхности наружных стен до осей внутренних стен; в) высоту стен первого этажа: по размеру от уровня чистого пола первого этажа до уровня чистого пола второго этажа при наличии по- 13 ла, расположенного непосредственно на грунте; по размеру от нижнего уровня подготовки для пола первого этажа до уровня чистого пола второго этажа при наличии пола на лагах по размеру от уровня нижней поверхности конструкции пола первого этажа до уровня чистого пола второго этажа при наличии не отапливаемого подвала или подполья; г) высоту стен промежуточного этажа - по размеру между уровнями чистых полов данного и вышележащего этажей; д) высоту стен верхнего этажа: по размеру от уровня чистого пола до верха утеплителя чердачного перекрытия при наличии чердака и по размеру от уровня чистого пола до пересечения внутренней поверхности наружной стены с верхней плоскостью покрытия при отсутствии чердака; е) длину наружных стен: не угловых помещений - по размерам между осями внутренних стен; угловых помещений - от внешних поверхностей наружных стен до осей внутренних стен или до внешних поверхностей примыкающих наружных стен; ж) длину внутренних стен - по размерам от внутренних поверхностей наружных стен до осей внутренних стен или между осями внутренних стен; з) площадь участков пола, примыкающих к углам, образуемым наружными стенами на грунте или на ла гах (в первой 2-метровой зоне) вводится в расчет дважды, т е. по направлению обеих наружных стен, образующих угол ( см. рис. 2.4). Примечания: 1. Линейные размеры ограждающих конструкций определяют с точностью до 0,1 м. 2. Площадь наружных ограждающих конструкций определяют с точностью до 0,1 м2. 3.Зоной является полоса пола шириной 2 м, параллельно наружной стене. Зоны нумеруют, начиная от наружной стены. 4. Высоту стен одноэтажных зданий определяют, как для первого этажа с учетом требований по верхнему этажу. Лекция 3 Удельная тепловая характеристика здания В практике часто возникает необходимость выявить ориентировочную тепловую мощность системы отопления проектируемых зданий и сооруже-ний, чтобы определить тепловую мощность источника теплоты (котельной или ТЭЦ) при централизованном теплоснабжении, заказать основное обо-рудование и материалы, определить годовой расход топлива, рассчитать стоимость системы отопления, генератора теплоты и для решения других народнохозяйственных задач. Такой предварительный расчет Qc.o, Вт, по теплоснабжению отдельных зданий, а иногда целого квартала или микрорайона с использованием qуд производится по формуле Qc.o = qyд Vн (tв – tн) а, где VH - строительный объем здания по наружному обмеру, м 3; tв - средняя температура воздуха в отапливаемых помещениях; tн - расчетная температура воздуха в холодный период года; qуд - справочная величина удельной тепловой характеристики здания, Вт/(мЗ·К). а - коэффициент, учитывающий влияние на удельную тепловую характеристику местных климатических условий, значение этого коэффициента для жилых и общественных зданий дано в табл. Таблица. Средняя температура наиболее холодной пятидневки, tн, оС -10 -15 -20 -25 -30 -35 -40 -45 -50 Поправочный коэффициент, а 1,45 1,29 1,17 1,08 1 0,95 0,90 0,86 0,83 Формула может быть использована и для определения ориентировоч-ных теплопотерь отдельных помещений. В этом случае величина qуд принимается с поправочным коэффициентом, учитывающим планировочное расположение и этаж по табл. Величина qуд Bт/(м3.K) численно равна теплопотерям 1 м3 здания в ваттах при разности температур внут реннего и наружного воздуха tв - tн в 1 оС. Удельная тепловая характеристика, показывающая расход теплоты на отопление здания любого назначения, может быть определена по формуле Н. С. Ермолаева qуд = P/S [kCT +  о (kOК - kCT)] + 1/Н (0,9kпт + 0,6kп.л) , где Р - периметр здания, м; S - площадь здания, м2; Н - высота здания, м;  o - коэффициент остекления, т. е. отношение площади остекления к площади вертикальных наружных ограждений; 14 kст, kок, kпт, kпл - коэффициенты теплопередачи соответственно стен, окон, перекрытия верхнего этажа, пола нижнего этажа. Тепловыделения в помещении В расчетах учитывают выделения теплоты от взрослых людей, тепло-выделения от электродвигателей и механизмов, тепловыделения от электро-двигателей, установленных в помещении, тепловыделения от нагретых поверхностей оборудования и паропроводов, тепловыделения от остываю-щего продукта и материала, тепловыделения от открытых водных поверх-ностей, теплопоступление за счет инфильтрации. Выделения теплоты от взрослых людей в производственных помещениях в зависимости от затрат энергии (категории тяжести выполняемой работы и температуры воздуха в рабочей или обслуживаемой зоне помещений). Количество тепла, выделяемое людьми в помещении, всегда положи-тельно. Оно зависит от числа людей, находящихся в помещении, выполня-емой ими работы и параметров воздуха (температуры и влажности). Кроме ощутимого (явного) тепла, которое организм человека передает окружающей среде путем конвекции и лучистой энергии, выделяется еще и скрытое тепло. Оно тратится на испарение влаги поверхностью кожи чело-века и легкими. От рода занятий человека и параметров воздуха зависит соотношение явной и скрытой выделяемой теплоты. Чем интенсивнее физическая нагрузка и выше температура воздуха, тем больше доля скрытого тепла, при температуре воздуха выше 37 градусов все тепло, выработанное организмом, выделяется путем испарения. При любом виде деятельности - от сна до тяжелой работы – тепловы-деление больше при низкой температуре окружающей среды. Чем выше температура воздуха, тем больше скрытое тепловыделение и меньше явное тепловыделение. При расчете тепловыделения от людей нужно принять во внимание, что в помещении не всегда будет находиться максимальное число людей. Среднее число людей, которые обычно будут находиться в помещении, определяют на основании опыта (например, число посетителей в производст-венном помещении), или с помощью установленных коэффициентов (например, в учреждениях – 0,95 от общего числа сотрудников). Тепловыделения от людей в жилых зданиях в теплый период года не учитывается, а в холодный период являются частью величины бытовых тепловыделений, определяемых в соответствии со СНиП 2.04.05-91. Тепловыделения от людей в общественных зданиях и административ-нобытовых помещениях промышленных предприятий принимаются по СНиП на проектирование этих зданий или по ведомственным нормативным документам. Замечание: приведены средние данные для взрослых мужчин. Считает-ся, что женщины выделяют 85 %, а дети – 75 % теплоты и влаги, выделяе-мых мужчинами. Тепловыделения от людей определяются отдельно по количеству явной, скрытой и полной теплоты. При t B = 35 оС выделения явной теплоты не учитываются. Скрытая теплота, выделяемая людьми, - это теплота, пришедшая с влагой, выделяемой человеком, кВт: Qч.я = n ·qя··l0-3; Qч. скр = n ·qскр· l0-3; Qч = n ·q·l0-3, где п - количество людей в помещении; qя, qч. скр и q - удельные количества явной, скрытой и полной теплоты, выделяемой одним работающим, Вт. (Она определяется из условий тепло- и влагообмена человека с окружающей средой и приводится в прилож. Тепловой поток от нагретых поверхностей работаю щего технологи-ческого оборудования принимают по данным технологического проекта, данным тепловых испытаний теплопотребляющего оборудования или под считывать, используя законы и формулы теории теплообмена. Основную трудность в последнем случае составляет определение коэффициента тепло-отдачи от нагретой поверхности за счет естественной конвекции, который во многих практически важных случаях неизвес тен. Поэтому для ориентировоч-ных расчетов теплового потока, Вт, можно использовать формулы: для печей, в которых сжигается твердое, жидкое или газообразное топливо Qп = Qрн ·В·а· ; для электрических печей Qп = 1000Nуст· a·, 15 где Qрн - низшая теплота сгорания топлива, Дж/кг; В - расход топлива кг/с; Nуст - установочная мощность печей, кВт; а - доля тeплоты от Qрн или N уст выделяющаяся в помещение; для электрических печей а = О,7, для других а = 0,4...0,6;  - коэффициент одновременности работы установленных печей (по данным технологического проекта). Тепловыделения от электродвигателей и механизмов. Энергия, под-водимая к механизмам, может полностью переходить в теплоту и нагревать воздух помещения, может расходоваться на нагрев обрабатываемого продук-та, жидкости или воздуха и уходить из помещения. Тепловыделения от оборудования, приводимого в действие электро-двигателями, кВт, Qоб = N у kзагр kодн kт , где Ny - номинальная установленная мощность электродвигателей, кВт; kзагр - коэффициент загрузки двигателя, равный отношению средней мощности двигателя к номинальной; kодн - коэффициент одновременности работы оборудования; kт - коэффициент тепловыделения данного оборудования с учетом уноса теплоты из помещения с материалами, водой, воздухом и т. д.; kэагр, kодн, kт определяются для конкретного производства по нормативным ведомственным материалам; kэагр= 0,5 - 0,8; kодн = 0,5 - 1,0; k т = 0,1 - 1,0 (для насосов и вентиляторов kт = 0,1 - 0,3; для ткацких и металлорежущих станков kт = I,0). Тепловыделения от электродвигателей, установленных в помещении, кВт, Q = Nу kзагр kодн 1   дв  дв , rде дв - КПД двигателя при данной загрузке. Тепловыделения от нагретых поверхностей оборудования и паропрово-дов, кВт, Qн.п= Fi ·i /(tст.н. i - tв) ·10-3, где Fi - площади нагретых поверхностей, м2 ; i - коэффициенты теплоотдачи от стенок наружных поверхностей к воздуху помещения, Вт/ (м2 ·К); tст.н. i – температура наружных стенок, К (оС); tв - температура воздуха помещения, К (оС). Тепловыделения от остывающего продукта и материала, кВт, QM = GМ сМ (tм.н - tм.к), где GМ – масса остывающего материала, кг/с; сМ – теплоемкость материала, кДж/(кг· К); tм.н , tм.к – начальная и конечная температуры, К, (оС). Тепловыделения от освещения, кВт, Qoс = Noc , где Noс - суммарная мощность источников освещения, кВт. Если осветительная аппаратура и лампы находятся вне помещения (на чердаке, за остеклением и т. п.), количество тепловыделений в помещение (видимая и невидимая теплота) составляет, кВт, Qoс = Noс · oc где oc - коэффициент, учитывающий долю теплоты от освещения, поступающую в помещение. Для люминесцентных ламп oc = 0,55, для ламп накаливания oc =0,85. Тепловыделения от открытых водных поверхностей (явная теплота), кВт QB = (5,6 + 4,0·) ( - t B) F · 10-3, где  - скорость воздуха над поверхностью воды, м/с;  - температура поверхности воды, К (оС); F - площадь поверхности воды, м2. Скрытая теплота, приходящая с выделяющейся влагой, кВт, Qскр = r· GB, где r - теплота nарообразования (фазового превращения), кДж/кг; Gв - количество влаги, испарившейся с ванны, кг/с. Величина r может быть определена по формуле r = 2500 - 2,39 · tB, 16 Влаговыделенuя с открытой не кипящей водной поверхности определя-ются по формуле Дальтона, кг/с, 101,3  103 Gв  βP  F  pн  pп  рб , где  Р - коэффициент массоотдачи, кг/(м2 · с · Па); F - поверхность испарения, м2; Рн, Рп - парциальные давления насыщенного водяного пара при температуре поверхности воды и в воздухе помещения, Па; 101,3·103 Па - нормальное атмосферное давление; Рб - барометрическое давление, Па. Коэффициент массоотдачи  Р можно вычислить по формуле  Р = (а + 0,0362 ) · 10-6 где а - опытный коэффициент; v - скорость воздуха над поверхностью испарения, м/с. Значения коэффициента а приведены в таблице. Таблица. о Температура воды, С а до 30 0,046 40 0,058 50 0,069 60 0,077 70 0,085 80 0,096 90 0,106 100 0,122 Расход теплоты Qинф, Вт, на нагревание инфильтрующегося воздуха определяют по формуле Qинф = 0,28  Gi c(tp - ti)k, где Gi — расход инфильтрующегося воздуха, кг/ч, через ограждающие конструкции помещения, определяемый ниже по формуле (2.60); с — удельная теплоемкость воздуха, равная 1 кДж/(кгС); tp, ti — расчетные температуры воздуха, С, соответственно в помещении (средняя с учетом повышения для помещений высотой более 4 м) и наружного воздуха в теплый период года (параметры Б); k — коэффициент учета влияния встречного теплового потока в конструкциях, равный 0,7 для стыков панелей стен и окон с тройными переплетами, 0,8 — для окон и балконных дверей с раздельными переплетами и 1,0 — для одинарных окон, окон и балконных дверей со спаренными переплетами и открытых проемов. Выделение влаги в помещении Источники влаги в помещении. Кроме температуры воздуха в помеще-нии, важным параметром микроклимата является влажность. Относительная влажность многих видов помещений нормируется СНиП. Для определения нужной производительности системы кондиционирования или вентиляции нужен расчет влажностного баланса в помещении. Расчетное количество влаги, на которое должен быть рассчитан воздухообмен в помещении, равен разности выделения и поглощения влаги, с учетом всех источников. Влага выделяется из многих источников, например: - Люди, находящиеся в помещении - Открытые водные поверхности - Влажные материалы и поверхности оборудования - Химические реакции, в которых выделяется вода (горение) - Утечки пара через не плотности коммуникаций - Проникновение водяного пара с наружным воздухом. Выделение влаги от людей. Количество влаги, выделяемое людьми, зависит от количества людей в помещении, интенсивности их работы, а также от температуры и подвижности воздуха в помещении. Средние значения влаговыделения при различных температурах и характере труда приведены в таблице. Общее количество влаги, поступающее за 1 час от людей в помещение, рассчитывают по формуле: W = Nd, где W - общее количество влаги, (кг/час), N - число людей, d - влага, выделяемая каждым человеком (кг/час). Характер работы Состояние покоя Средней тяжести Легкая физическая Выделение влаги кг/час при темпе-ратуре воздуха 15 20 25 30 35 0.035 0.040 0.062 0.094 0.150 0.130 0.180 0.240 0.300 0.350 0.082 0.125 0.175 0.230 0.300 17 Тяжелая 0.240 0.310 0.365 0.400 0.430 Выделение влаги от открытых водных поверхностей. Если в поме-щении есть открытые водные поверхности (не кипящей воды), то количество испаряемой влаги W рассчитывается по формуле: W=760F(a + 0.0174V)(P1 - P2)/Pбар, где а - фактор скорости движения (подвижности) окружающей среды, значения параметра а - в таблице; V - относительная скорость движения воздуха над поверхностью испарения, м/с P1 - упругость водяного пара, соответствующая насыщенному пару при температуре воды (если испарение происходит без подвода тепла, то P1 - температура окружающего воздуха по мокрому термометру). P2 - упругость водяного пара в воздухе, мм.рт.ст. 760 мм.рт.ст. - нормальное атмосферное давление. Pбар - расчетное давление для данного пункта, , мм.рт.ст. F - площадь водной поверхности., м2. Выделение влаги от высыхающих материалов. Если в помещении сушатся материалы или полуфабрикаты, то выделение влаги от них опре-деляется весовым методом. Материалы взвешиваются до и после сушки, и разница в весе - это масса испарившейся воды. Выделение влаги от химических реакций Количество влаги, выделя-емой в процессе химических реакций, зависит от массы реагентов и схемы реакции. Например, при сгорании 1 кг бензина образуется 1,4 кг воды, а при сгорании 1 кг водорода - целых 9 кг воды. Выделение влаги от мокрых поверхностей. Если в помещении есть мокрые поверхности (пола, оборудования и т.д.), то влаговыделения от них приближенно рассчитывают по формуле: W=0,006F(tc - tм) Здесь W (кг/час) - общее количество влаги от мокрой поверхности, F - площадь поверхности, м2., tc и tм - температура воздуха в помещении по су-хому и мокрому термометру соответственно. Выделение влаги через не плотности оборудования. При правильной эксплуатации оборудования и коммуникаций прорыв водяного пара незна-чителен, и им можно пренебречь. Но в некоторых случаях его нужно учи -тывать. Тогда прорыв пара через неплотности оценивают как 2% от пара, образующегося в оборудовании или протекающего по коммуникациям. Проникновение влаги с инфильтрованным воздухом. В зависимости от внешних условий и параметров воздуха в помещении внешний инфильтра-ционный воздух может содержать больше или меньше влаги, чем внутрен-ний. Поэтому при инфильтрации влага воздуха может как увеличиваться, так и уменьшаться. Изменение влагосодержания от инфильтрации рассчитывается по формуле: W = G(d2 - d1). Здесь G - масса инфильтрационного воздуха, (кг), а d1 и d2 – влаго-содержание внутреннего и наружного воздуха соответственно (кг/кг воз-духа). Таким образом, величина W бывает как положительна, так и отрица-тельна. Если в кондиционируемом помещении создается подпор, то инфильтрация и приток с ней влаги и тепла не учитывают. Поглощение влаги. Влага в помещении может не только выделяться, но и поглощаться (например, гигроскопическими материалами). Величина влагопоглощения определяется обычно опытным путем. Расчет тепловлажностного отношения помещения,  п, кг/кг В производственном помещении в зависимости от периода года и наличия тепло- и влаговыделяющего оборудования могут наблюдаться либо избыток, либо дефицит теплоты и влаги одновременно. С названной пробле-мой может справиться только система кондиционирования, где подготавли-ваются такие параметры подаваемого в помещение воздуха (по температуре и влагосодержанию), которые при смешении с воздухом помещения обеспечи-вают в нем нормативные температуру и относительную влажность. На «i, d» - диаграмме этот процесс смешения изображается наклонной прямой линией. Параметры воз духа, вступающего в контакт с водяной поверхностью, имеющей заданную температуру tп. находят из уравнения Qп = Gв (iв – iп); W = Gв (dB – dп)10-3. где Gв, iв, dB - расход и начальные параметры воздуха (расход., энтальпия и влагосодержание); W - количество воды, участвующей во влагообмене; 18 iп, dп - параметры воздуха над водяной поверхностью. Из совместного решения вышеприведенных уравнений получают Qп iв  iп i 3   10  ε .  3 W (d в  d п )  10 d Это уравнение определяет в «i, d»-диаграмме значение коэффициента , изменение состояния воздуха в зависимости от его характеризующего начального состояния до точки, определяемой изотермой tв и относитель-ной влажностью = 100%. Из уравнения следует, что процесс изменения состояния воздуха во время его взаимодействия с водой, имеющей постоянную температуру, изображается на «i, d»-диаграмме отрезком прямой. В действующих оросительных камерах параметры воды при взаимодействии с воздухом несколько изменяются (t воды равно 2 - 4 oС) и линия процесса теплообмена будет иметь в «i, d» -диаграмме некоторую кривизну. В практических расчетах установок кондиционирования воздуха поправок на это изменение процесса не вводят. На «i, d» -диаграмме по периметру нанесены отрезки, соответствую-щие полному набору значений угловых коэффициентов (), из которого можно выбрать и при помощи линейки нанести луч, соответствующий по направлению тепловлажностному отношению помещения п, кг/кг, рас-считанного по формуле. Лекция 4. Тема: Системы отопления производственных и жилых помещений Различие между системами теплоснабжения, которые представлены в курсе «Источники и системы теплоснабжения», и системами отопления потребителей заключаются в следующем: - системы теплоснабжения городов и поселков в основном включают в свой состав крупный источник теплоты в виде горячей воды и пара (при комбинированной выработке теплоты и электричества – это ТЭЦ или АТЭЦ), весьма разветвленную сеть теплопроводов и паропроводов и в качестве по-требителей теплофикационной воды и пара – в основном, центральные тепловые пункты (ЦТП), где происходит распределение теплофикационной воды индивидуальным потребителям (предприятию, группе домов); в неко-торых случаях в качестве источника рассматриваются районные котельные; - системы отопления тоже включают в себя источник горячей воды и пара (но в отличие от системы теплоснабжения источником могут служить ЦТП, ИТП, малые водяные или паровые котельные), сети трубопроводов горячей воды или пара внутри обслуживаемого помещения (отдельного дома или производственного помещения) и само помещение, снабженное отопи-тельными приборами, как потребителя горячей воды или пара, для поддер-жания в нем температуры в соответствии с Санитарными Нормами (СН). Требования к системам отопления 1. Санитарно-гигиенические. Поддержание оптимальной темпе-ратры воздуха в помещении. Температура поверхности отопи-тельных приборов – в пределах санитарных норм. 2. Экономические. Обеспечение минимума приведенных затрат по сооружению и эксплуатации. Экономичность той или иной системы определяется при расчете различных вариантов ее. 3. Строительные. Система должна соответствовать архитектурно-планировочному решению помещений. Размещение отопитель-ных элементов должно быть увязано со строительными конс-трукциями. 4. Монтажные. Узлы, из которых собираются отопительные сис-темы должны быть унифицированными и изготавливться в заводских условиях. Ручной труд должен быть сведен к мини-мому. 5. Эксплуатационные. Система должна быть надежной, бесшум-ной, безопасной и долговечной в эксплуатации. Классификация систем отопления Различают местные и центральные системы отопления. К местным относят системы, в которых все элементы ее составляющие (источник, транспорт теплоносителя и отопительные приборы), объединены в одном устройстве и система обогревает одно помещение. Это – печное ото-пление, газовое и электрическое (калориферное). Центральные системы обогревают ряд помещений (например, дом) из одного центра (ЦТП, ИТП, малая котельная), при этом теплота в виде горя-чей воды или пара передается через систему трубопроводов внутри помеще-ния к отопительным приборам. По виду теплоносителя системы делят на: водяного, газового, парового, воздушного и электрического отопления. В водяных и паровых системах отопления теплоноситель – вода и пар, получают в генераторе теплоты и передаются по трубопроводам к нагрева-тельным приборам. 19 В воздушных системах нагретый в другом помещении воздух подается в отапливаемое помещение по распределительным каналам (центральные системы) или от отопительных приборов, расположенных внутри отаплива-емого помещения (местные системы). По способу перемещения теплоносителя центральные системы под-разделяют на: - на системы с естественной циркуляцией теплоносителя; - на системы с механическим побуждением движения теплоносителя (с помощью насоса или вентилятора). Характеристики теплоносителей При выборе теплоносителя для той или иной системы необходимо учитывать санитарно-гигиенические, техникоэкономические и эксплуата-ционные показатели. Наиболее широко используют воду, водяной пар и воздух. Свойства воды: высокая теплоемкость, большая плотность, несжима-емость, повышение температуры кипения при увеличении давления, выделе-ние абсорбированных газов при повышении температуры и понижении давления (параметры в таблице). Свойства пара: малая плотность, высокая подвижность, высокая эн-тальпия за счет скрытой теплоты фазового превращения, повышения темпе-ратуры и плотности с возрастанием давления (параметры в таблице 4.1). Свойства воздуха: низкая теплоемкость и плотность, высокая подвиж-ность, уменьшение плотности при нагревании (параметры в таблице 4.1). Таблица 4.1. Параметры основных теплоносителей для отопления. Параметры Температура, разность температур, С Плотность, кг/м3 Удельная теплоемкость, кДж/(кгК) Скорость движения, м/с Соотношение сечения труб вода 150 - 70 950 4,187 0,3 - 2 1 Теплоноситель пар 150 2,547 2120 (кДж/кг) 40 - 80 1,5 воздух 70 -40 1 1 5 - 20 550 Сравнение основных систем отопления Водяная система отопления. Преимущества. -Равномерность температуры помещения. -Центральное регулирование теплоотдачи отопительных приборов изменением температуры воды в зависимости от температуры наружного воздуха (качественное регулирование). -Ограниченный верхний предел температуры поверхности отопитель-ных приборов – это исключает пригорание пыли на них. -Бесшумность и сравнительная долговечность. Недостатки. -Значительное гидростатическое давление в системе, обусловленное ее высотой и большой массовой плотностью воды. -Опасность замораживания воды в трубопроводах и приборах, что при-водит к разрушению системы, в холодный период года. - Тепловая инерционность при включении системы. Паровая система отопления. Преимущества. - Высокая теплоотдача отопительных приборов, вследствие этого со-кращается площадь поверхности приборов и расход металла. - Незначительное гидростатическое давление. - Меньшая, чем у водяных систем, опасность замораживания. - Возможность перемещения пара на большие расстояния без применения искусственного побуждения (за счет давления пара). Недостатки. -Высокая температура на поверхности приборов ( 100 С), что не от-вечает требованиям СН. -Невозможность центрального качественного регулирования тепло-отдачи приборов – применяется регулирование пропусками, периодическими включение и отключением системы. -Более сложная и дрогостоящая эксплуатация, меньшая долговечность, чем у водяной системы. -Шум и удары в системе вследствие попутной конденсации пара. 20 Воздушная система отопления. Преимущества. -Возможность совмещения с приточной вентиляцией (в помещении отсутствуют какие-либо отопительные приборы). -Полное отсутствие тепловой инерции в помещнии при запуске систе-мы. -Возможность центрального качественного регулирования. Недостатки. -Большие сечения каналов (воздуховодов). -Большие потери теплоты при прокладке каналов в неотапливаемых помещениях. Области применения различных систем отопления Системы водяного отопления нашли наиболее широкое применение в гражданских и производственных зданиях. Радиус действия этих систем отопления по вертикали ограничен величиной допустимого гидростатичес-кого давления из-за возможности разрушения отопительных приборов, рас-положенных на первых этажах высотных зданий). Паровые системы отопления допускаются в промышленных и ряде общественных зданий при кратковременном (не постоянном) пребывании в них людей. Используют для периодического и дежурного отопления. В настоящее время паровые системы отопления повсеместно заменяются на водяные для жилых и общественных помещений и на воздушное для про -мышленных и частично общественных (например, кинотеатры) помещений. Воздушные системы отопления получили широкое распространение, прежде всего, в производственных зданиях с выделением вредностей и влаги. Целесообразно использовать воздушное отопление в качестве дежурного и периодического отопления производственных и общественных зданий или в виде местных систем с высокотемпературным первичным теплоносителем для отопления помещений большого объема производственного назначения. Некоторые ограничения использования – невысокая надежность из-за воз-можного нарушения распределения воздуха по помещениям, небольшой радиус действия. СИСТЕМЫ ВОДЯНОГО ОТПЛЕНИЯ На рис 4.1 представлена обобщенная схема системы водяного ото-пления. Рис. 4.1 Здесь: 1 – котел; 2 – главный горячий стояк; 3 – выпуск воздуха; 4 – трубопровод горячей воды; 5 – нагревательный прибор; 6 – трубопровод обратной воды; tг, tо – cоответственно температура горячей (прямой) и обратной воды. Система водяного отопления гидравлически замкнута и имеет некото-рое количество отопительных приборов 5 (на рис 4.1 условно показан один прибор), теплопроводов 2, 4, 6, т.е. постоянный объем, заполняющей ее воды. При повышении температуры во ды она расширяется и в замкнутой системе начинает расти давление, что может привести к разрыву трубопроводов и отопительных приборов. Поэтому в системе предусматривается расшири-тельный бак 3, в него сливается лишняя вода при расширении и удаляется воздух при сезонном заполнении системы. Классификация систем водяного отопления 1. По способу создания циркуляции водяные системы подразде-ляют на системы с естественной циркуляцией (гравитацион-ные) и с искусственной циркуляцией (насосные). 21 2. По способу включения отопительных приборов в стояк или ветвь – на двухтрубные в которых горячая вода подается в приборы по одним стоякам, а охлажденная вода отводится по другим (приборы при этом подсоединяются по теплоносителю параллельно) и однотрубные, в которых горячая вода подается в приборы и охлажденная вода отводится из них по одному стояку (приборы подсоединены к стояку последовательно). 3. По направлению объединения отопительных приборов как однотрубные, так и двухтрубные системы отопления могут быть вертикальные (отопительные приборы подсоединяются только поэтажно) и горизонтальные, в которых приборы под-соединяются по помещениям на одном этаже. 4. По месту расположения подающих и обратных магистралей системы подразделяют на системы с верхним расположением подающих магистралей, в основном по чердаку или под потол-ком верхнего этажа (обратные магистрали – по подвалу или над полом нижнего этажа) и системы с нижним расположе-нием обеих магистралей по подвалу над полом первого этажа или подпольных каналах. 5. По направлению движения воды в подающих и обратных ма-гистралях – на тупиковые, когда горячая и охлажденная вода движется в магистралях в противоположных направлениях, и с попутным движением, когда направления потоков движения воды в подающей и обратной магистралях совпадают. 6. По принадлежности источника горячей воды системы отопле-ния подразделяются на зависимые, в которых теплоноситель поступает от центрального для нескольких потребителей ис-точника (ТЭЦ, котельной, ЦТП), и независимые – горячая вода поступает в систему от собственного индивидуального источ-ника (домового котла, ИТП). На рис. 4.2 – 4.6 показаны все варианты схем водяных систем, соответ-ствующих приведенной выше классификации. Рис. 4.2. Независимая схема с естественной циркуляции и с верней разводкой. 1 – котел; 2 – главный горячий стояк; 3 – выпуск воздуха; 4 – трубопровод горячей воды; 5 – нагревательный прибор; 6 – трубопровод обратной воды; tг, tо – cоответственно температура горячей (прямой) и обратной воды. 22 Рис. 4.3. Зависимая схема присоединения с ЦТП элеваторного типа, верхняя разводка магистралей. 2 - главный горячий стояк; 4 – нагревательный прибор; 5 - трубопровод обратной воды; 9 – обратная в тепловую сеть; 10 - горячая вода из тепловой сети; 11 – элеватор; 1 – температура горячей воды в наружных тепловых сетях; 2 – температура обратной воды; 12 – тепловой пункт. Рис. 4.4. Независимая схема присоединения с искусственным побуждением движения воды. С 1 по 5 обозначения те же что и в пункт е 1) 6 – насос; 7 – трубопровод для заполнения деаэрированной водой из тепловой сети. 23 Рис. 4.5. Независимая схема присоединения с ИТП. 1 – теплообменник (бойлер ИТП); 2-7 – то же, что в пункте 4); 8 – подпиточный насос. Рис. 4.6. Зависимая прямоточная схема присоединения. С 1 по 10 то же, что и в предыдущих пунктах. 24 Рис. 4.7. Двухтрубная система отопления с верхней разводкой, тупиковая. 1 – магистраль горячей воды; 2 – трубопровод горячей воды; 3 – стояк горячей воды; 4 – нагревательные приборы; 5 - устройство для выпуска воздуха; 6 – подача горячей воды в нагревательные приборы; 7 – стояк обратной воды; 8 – обратная магистраль. Рис. 4.8. Двухтрубная система с нижней разводкой, тупиковая. 1 – магистраль горячей воды; 2 – стояк горячей воды; 3 – стояк обратной воды; 4 – краны у приборов; 5 – нагревательные приборы; 6 - устройство для выпуска воздуха; 7 – обратная магистраль. 25 Рис. 4.9. Однотрубная система с верхней разводкой, тупиковая. 1 – стояк горячей воды; 2 – нагревательные приборы; устройство для выпуска воздуха; 4 – перемычка. Рис. 4.10. Однотрубная система с нижней разводкой, тупиковая. 1 – магистраль горячей воды; 2 – нагревательные приборы; 3 – регулирующий кран; 4 - устройство для выпуска воздуха; 5 – обратная магистраль. 26 Рис. 4.11. Горизонтальная система отопления. 1 – стояк горячей воды; 2 – нагревательные приборы; 3 – регулирующий кран; устройство для выпуска воздуха. Гидравлический расчет водяных систем отопления В задачу гидравлического расчета входит определение диаметров трубопроводов при заданной тепловой нагрузке, а так же потерь давления в различных участках системы. Некоторую сложность представляет увязка давлений в отдельных частях весьма сложной системы. Рекомендуется про-водить эти расчеты, используя ЭВМ. Потери давления P, Па, в трубопроводах на трение и местные сопро-тивления определяются по общей формуле l v2 v2 P       = Rl + Z, d 2 2 Где  - коэффициент трения; l - длина расчетного участка трубопровода, м; d – внутренний диаметр трубопровода, м;  - скорость воды, м/с;  - плотность воды, кг/м3;  - сумма местных сопротивлений расчетного участка; R – потери давления на трение, Па/м; Z – потери давления на трение, Па. Рекомендуемые скорости движения воды в трубопроводах – до 1  1,5 м/с в жилых и общественных зданиях и до 3 м/с в производственных поме-щениях. Расчет сопротивлений чаще всего проводят с использований таблиц и номограмм в справочниках. Суммарные потери давления должны быть меньше расчетного цирку-ляционного давления, устанавливаемого для данной системы. Под расчетным циркуляционным давлением понимается давление, необходимое для поддер-жания принятого гидравлического режима системы отопления. Оно требу-ется для преодоления сопротивления системы. Предусматривается запас на неучтенные потери в размере 10 % т.е. необходимо иметь Rl + Z = 0,9 Рр. Расчетное циркуляционное давление определяется по формуле, Па ΔРр = ΔРн + аΔРе = ΔРн +а(ΔРе.пр + ΔРе. тр), где ΔРр – расчетное циркуляционное давление, Па; ΔРн – давление , создаваемое насосом или перепад давления в системе, создаваемый элеватором; а – коэффициент, учитывающий долю естественного давления в период расчетного гидравлического режима; ΔРе – естественное циркуляционное давление, Па; ΔРе.пр - естественное циркуляционное давление, возникающее за счет разности плотностей обратной и горячей воды в нагревательных приборах, Па; ΔРе.тр - давление, возникающее за счет охлаждения воды в трубопроводах. Расчет естественного циркуляционного давления На рис. 4.12а показана расчетная схема отопления с естественной цир-куляцией для двухтрубной системы. В циркуляционном контуре 1-2-3-4-5-7 за счет охлаждения воды в нагревательном приборе будут различные темпе-ратуры и соответственно различные плотности воды. Без учета охлаждения воды в трубопроводах температура воды будет изменяться только в 27 котле 1 и нагревательном приборе 5. Тогда с достаточной точностью можно принять средние температуры и плотности в котле и приборе ср = ( г +  о)/2, tср = (tг + tо)/2, а) б) Рис. 4.12. Расчетные схемы расчета естественного циркуляционного давления. а – двухтрубная система; б – однотрубная проточная система; 1 – котел; 2 – главный горячий стояк; 3 – выпуск воздуха; 4 – трубопровод горячей воды; 5 – нагревательный прибор; 6 – трубопровод обратной воды; 7 – промежуточный участок; tг, tо – cоответственно, температура горячей (прямой) и обратной воды. где  г и  о – плотности горячей и обратной (охлажденной) воды, кг/м 3. Для циркуляции воды необходима разность давлений в любом сечении контура (например, 1 – 1). Давление слева в горячем стояке Рл = g h1ср + g(h2 + h3 + h4)  г + Рб. Давление справа в стояке с нагревательным прибором Рп = g(h1 + h2)  о + g h3ср + g h4 г + Рб, 28 где Рб – барометрическое давление в расширительном баке. Разность давлений Рп - Рл будет равна естественному циркуляционному давлению без учета охлаждения воды в трубопроводах: ΔРе.пр = Рп - Рл = gН( о - г), где Н – расстояние между средними линиями котла и нагревательного при-бора. В однотрубной системе расчетная схема включает все приборы дан-ного стояка (рис. 4.12б). Естественное циркуляционное давление по формуле ΔРе.пр = gН1( о -  г) + g(Н2 - Н1) ( п.у - г), где  п.у – средняя плотность воды в промежуточном участке стояка при температуре tп.у воды в этом участке. Температура tп.у = tг -  tпр = tг - Q2 ( t - t ), Q1 - Q2 г с где  tпр – перепад температур в первом по направлению движения воды в приборе; Q1 и Q2 – тепловые нагрузки приборов. Порядок гидравлического расчета 1. Гидравлический расчет производится после определения тепловых нагрузок и выбора системы отопления. Составляется расчетная схема системы. На схеме наносятся длины участков, тепловая нагрузка (или расходы воды), отмечаются местные сопротивления. Все стояки и участки нумеруются. 2.Выбирается наиболее неблагоприятный циркуляционный контур – циркуляционное кольцо. Для тупиковых систем – это кольцо через наиболее удаленный и наиболее нагруженный стояк, для систем с попутным движе -нием воды – кольцо через наиболее нагруженный стояк. Для двухтрубных систем число циркуляционных колец равно числу нагревательных приборов. В однотрубных системах число колец равно числу приборов. 3.Расход воды в приборах Gпр определяется по тепловым нагрузкам приборов. Для двухтрубных систем Gпр = Qпр/[св(tг - tо)]. Для однотрубных систем расход воды в приборах одного стояка Gпр = Gст =  Qпр/[св(tг - tо)], где  Qпр – суммарная тепловая нагрузка стояка. 4.Диаметры трубопроводов выбираются на основании предваритель-ного расчета или задаются на основании выполненных схем. Для предварительного выбора диаметра оценивается среднее значение удельного падения давления по циркуляционному кольцу Rср = (1 - )Рр/l, где  - коэффициент, учитывающий потери на местные сопротивления ( = 0,35 – для систем с естественной циркуляцией,  = 0,5 – для систем с искусственной циркуляцией); l – общая длина расчетного циркуляционного кольца. 5.Для найденных диаметров определяются значения Rl и Z и потери давления по всему циркуляционному кольцу. Суммарная потеря сравнивается с расчетным циркуляционным давлением ΔРр, которое не дол-жно превышать 90 % от ΔРр. 6.Аналогично рассчитывается другие кольца системы и производится увязка давлений в параллельно соединенных участках и кольцах. Невязка давлений в узлах допускается 15 % при ручном счете и 5% при расчете на ЭВМ. Лекция 5 ПАРОВОЕ ОТОПЛЕНИЕ Системы парового отопления При паровом отоплении теплота фазового перехода передается нагре-вательному прибору и от прибора воздуху помещения. Образующийся кон-денсат удаляется из приборов и направляется снова в котел. Классификация 1.В зависимости от давления пара системы делятся на: системы низкого давления, системы высокого давления и вакуумпаровые системы. В системах низкого давления – пар давлением 0,105 – 0,17 МПа, в системах высокого давления – пар давлением 0,17 29 – 0,47 МПа. Максимальное давление пара ограничивается допустимой температурой нагревательных приборов, которая не должна быть выше 150 С. 2.По способу возврата конденсата системы делятся на замкнутые и разомкнутые. В замкнутых системах конденсат самотеком стекает в котел. В разомкнутых системах конденсат поступает сначала в конденсатный бак, а затем насосом перекачивается в котел. 3.Конденсатопроводы паровых систем подразделяются на сухие, когда конденсат течет по трубопроводу неполным сечением, и мокрые, когда все сечение конденсатопровода заполнено конденсатом. Ниже на рис. 5.1 приведена тупиковая, замкнутая двухтрубная паровая ситема низкого давления с верхней разводкой. Пар из котла 1 или из паропровода внешних паровых сетей за счет разности давления поступает по главному стояку 2 и паровым стоякам 3 к нагревательным приборам 4. На ответвлениях к нагревательным приборам устанавливают паровые вентили 5. Конденсат после приборов уходит по конденсатному стояку 6 в общий конденсатопровод 8 и направляется в котел или конденсатопровод внешней паровой сети. Необходимо, чтобы столб конденсата уравновешивал давление пара в котле. Воздух из системы при сухом конденсатопроводе отводится через воздушную трубку 9 без запорной арматуры. Присоединение трубки 9 должно быть выше возможного уровня конденсата на 250 мм. Рис. 5.1. 1 – паровой котел; 2 – главный стояк; 3 – паровой стояк; 4 – нагревательный прибор; 5 – паровой вентиль; 6 – конденсатный стояк; 8 – общий конденсатопровод; 9 – воздушная трубка. Высота h должна быть не менее 2 м. На рис. 5.2 приведена система с нижней разводкой. Здесь необходима установка гидравлического затвора 7 воизбежания попадания пара в конденсатопровод. Рис. 5.2. С 1 по 9 – обозначения те же, что и на схеме 1); 7 – гидравлический затвор. На рис. 5.3 показана разомкнутая система парового отопления, которые применяются при давлении пара более 0,13 МПа. 30 Рис. 5.3. С 1 по 9 – обозначения те же, что и на схеме 1); 10 – конденсатный бак; 11 – воздушная трубка; 12 – конденсатный насос. Во избежание проскоков пара через конденсатопровод в системе дол -жен быть установлен конденсатоотводчик или гидравлический затвор. Вы-пуск воздуха осуществляется через конденсатный бак. Гидравлический расчет систем парового отопления Расчет проводят отдельно для паровой части системы (паропроводов) и конденсатной части (конденсатопроводов). Общее кольцо совместно не рас-читыватся. В паровых системах низкого давления гидравлический расчет ведется следующим образом. Расчетное избыточное давление Рр принимается в зависимости от общей длины паропровода l. Рекомендуются следующие значения Рр: Рр, МПа……….0,005 0,005 – 0,01 0,01 – 0,02 0,02 – 0,03 l, м……………До 50 50 – 100 100 – 200 200 – 300 Давление пара перед нагревательным прибором принимают равным 0,1013 – 0,102 МПа, скорость движения пара при попутном движении пара и конденсата – до 30 м/с, при встречном движении – до 20 м/с. Потеря давле-ния на трение принимается в размере 65 % от общей потери на трение. Для предварительного определения диаметра средняя удельная потеря давления в системе Rср = 0,65(Рн - Рк)/l, где Рн и Рк – давление в начале паропровода и в конце еге перед нагревательным прибором, Па; l – сумма длин участков расчетной ветви, м. По Rср и тепловой нагрузке по расчетным номограммам и таблицам определяются диаметры трубопроводов на участке, а после выбора стан-дартных диаметров определяются значения Rl и Z. Допускаемый запас давления на преодоление неучтенных гидравлических сопротивлений составляет 10 % расчетных потерь давления. Невязки давлений в параллель-ных участках при расчете паропроводов не должны превышать 25 %, конденсатопроводов – 15 %. При расчете паропроводов высокого давления расчет выполняется не по средней плотности пара для всего паропровода, а по плотности в каждом расчетном участке. Действительная потеря давления и скорость пара определяются по формулам R = Rусл/; w = wусл/, где Rусл, wусл – величины, полученные по таблицам и номограммам, составленных при  = 1 кг/м3;  - плотность пара на данном участке. Остальное так же, как и для паропроводов низкого давления. Гидравлический расчет конденсатопроводов заключается в подборе диаметров труб по расчетным таблицам. 31 ВОЗДУШНОЕ ОТОПЛЕНИЕ В системах воздушного отопления воздух нагревается за счет первич-ного теплоносителя – пара, горячей воды или газов в генераторе теплоты (калорифере) до заданной температуры и подается в отапливаемое помеще-ние. Подаваемый воздух с температурой tп, превышающей температуру воз-духа в помещении, отдает теплоту, необходимую для компенсации тепловых потерь. Классификация 1.По причине, вызывающей движение воздуха, воздушное отопление подразделяют на отопление с естественной циркуляцией и с механическим побуждением за счет вентилятора. 2.По месту приготовления воздуха системы делятся на местные (де-централизованные) и центральные. Местное воздушное отопление применя-ется в том случае, если отсутствует система приточной вентиляции или объем приточного воздуха незначителен. В центральной системе воздух нагревается в воздухонагревательной установке, расположенной вне помещения, и каналами подается в одно или несколько помещений. 3.По качеству подаваемого воздуха системы делятся на три типа; прямоточные, с полной рециркуляцией и с частичной рециркуляцией. В прямоточных нагревается и подается только наружный воздух. В остальных случаях воздух берется из помещения полностью или частично, нагревается в калорифере и подается снова в помещение. Системы с рециркуляцией применяются при условии, что в воздухе помещения не содержится вредных веществ 1-го, 2-го и 3-го классов опас-ности. Рис. 5.4. Местная система воздушного отопления с полной рециркуляцией воздуха. 1 – помещение; 2 – воздухонагревательная установка; 3 – вентилятор воздухонагревательной установки; t В – температура воздуха внутри помещения; t ПР – температура воздуха на выходе из воздухонагревательной установки; tГ и tО – соответственно температуры теплоносителя (пар, вода) на входе и выходе воздухонагревательной установки. 32 Рис. 5.5. Центральная система воздушного отопления прямоточная. Обозначения позиций те же, что и на рис. 4.4. tН – температура наружного воздуха; tУХ – температура воздуха, удаляемого из помещения; ВУ – вытяжная установка; ПУ – приточная установка. Рис. 5.6. Центральная система воздушного отопления с частичной рециркуляцией воздуха. Обозначения позиций те же, что и на рис. 4.4. 4 – рециркуляционный воздуховод. Распределение воздуха в помещении Выпуск нагретого воздуха в помещении при сосредоточенной подаче осуществляется компактными или веерными струями через регулируемые решетки, устанавливаемые на высоте hп от пола (см. рис.5.7). 33 Рис. 5.7. Схема размещения воздухораспределителей при сосредоточенной подаче воздуха. При высоте помещения Нп  8 м и hп = 0,85Нп при Нп  8 м hп = (0,35 – 0,65)Нп. Скорость выходящего воздуха определяется расчетом с таким условием, чтобы в рабочей зоне допустимая подвижность воздуха 0,25 – 0,7 м/с, и составляет обычно 3 – 6 м/с. Число струй при сосредоточенной подаче или число агрегатов опре-деляется размерами помещения и допускаемым расстоянием В между струями в плане. Величина В не должна превышать трех высот помещения, т.е. В  3Нп. Длина l участка, обслуживаемого струей, зависит от дальнобой-ности струи и принимается не более m Fn , где m – скоростной коэффициент воздухораспределительного устройства (из опыта); Fп – площадь попереч-ного сечения помещения, приходящегося на одну струю. Основы расчета воздушного отопления Количество воздуха G, необходимое для систем воздушного отопле-ния, кг/с G = Q/с(t п – tв), где Q – тепловая нагрузка системы отопления, кВт; с = 1,005 кДж/(кгК) – теплоемкость воздуха; tп – температура воздуха, подаваемого в помещение (приточного воздуха), К (С); tв – температура воздуха в помещении, К (С). При подаче воздуха в пределах рабочей зоны допускается tп до 45 С, но не ниже + 5 С. При подаче воздуха на любой высоте tп определяется рас-четом. Расход теплоты на нагрев воздуха зависит от типа системы: при прямоточной системе Qп = Gс(t п – tн); при полной рециркуляции Qп = Gс(t п – tв); при частичной рециркуляции Qп = Gнс(t п – tн) + Gрс(tп – tв), где Gн и Gр – расходы наружного и циркуляционного воздуха. Температура приточного воздуха при известных Q и G определяется по формуле tп = tв + Q/ Gс. Поверхности нагрева калориферов для систем отопления F = Q/kt, где k – коэффициент теплопередачи калорифера, кВт/(м К); 2 t – расчетная разность температур t = (1 + 2 )/2 - (t1 + tп)/2; здесь 1 и 2 – температуры греющего теплоносителя на входе и выходе из калорифера; t1 – температура воздуха на входе в калорифер (в прямоточной системе t1 34 = tн, в рециркуляционной – t1 = tв, в системах с частичной рециркуляцией t1 равна температуре смеси наружного и рециркуляционного воздуха). ПАНЕЛЬНО-ЛУЧИСТОЕ ОТОПЛЕНИЕ Панельно-лучистое отопление представляет собой отопление плоскими нагретыми поверхностями – панелями, устанавливаемыми в помещении. Па-нель – бетонная плита, в которую заложены трубы для прохода теплоноси-теля. В качестве теплоносителя используют горячую воду, пар исключается вследствие большой опасности коррозии труб. Панелями могут служить также элементы конструкции здания – пол, потолок, стены. Температура по-верхности панелей невысокая – в пределах 30 – 50 С. При конвективном способе отопления радиационная температура tR, как правило, ниже температуры воздуха в помещении tв. При лучистом ото-плении – tR  tв , т.к. температура нагретых поверхностей в помещении выше, чем температура воздуха. В таких условиях теплоотдача человеческого тела за счет лучеиспускания уменьшается и, следовательно, комфортные условия могут быть достигнуты при меньших tв. СН предписывает некоторые ограничения температур поверхностей нагрева. наг  19,2 + 8,7/ ч-п. Коэффициент облучения с человека на панель  ч-п = 1 – 0,8(y/lп), здесь y – расстояние от человеческой головы до потолочной панели (для стеновой панели y = 1 м); lп – размер отопительной панели (осредненный): lп = Fп0,5, Fп – площадь панели. Классификация 1.По месту размещения – стеновые, напольные и потолочные. Пото-лочные панели передают лучеиспусканием до 70 – 75 % теплоты, вертикаль-ные – (30 – 60) %. наг не должна превышать следующих значений: для на-польных 26 С; для потолочных при высоте помещения Н = 2,5 – 2,9 м 28 С, при Н = 2,9 – 3,0 м 30 С, при Н = 3,1 – 3,4 м 33 С; для перегородок и стен на высоте 1 м от пола 35 С, выше 1 м 45 С. Отсюда видно, что стеновые панели получили большее распространение. 2.По конструктивному исполнению различают два типа панелей: совмещенные и приставные. Преимущества. Комфортные условия для людей достигаются при более низких температурах воздуха. На гладких поверхностях меньше отла-гается пыль, легче очистка. Совмещение со стенами экономит полезную пло-щадь помещений, интерьер лучше. Недостатки. Облучение материалов, мебели и др. предметов снижает срок их службы; большая тепловая инерция; трудность ремонта. НАГРЕВАТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ СИСТЕМ ОТОПЛЕНИЯ Показателем теплотехнической и технико-экономической оценки приборов служит тепловое напряжение металла, Вт/(кгК):  = Qпр/(Gмt), где Qпр – количество теплоты, передаваемой прибором (тепловая нагрузка прибора), Вт; Gм – масса металла прибора, кг; t – разность температур поверхности прибора и окружающего воздуха, С. Современные приборы имеют  = 0,5 – 0,7 Вт/(кгК). Виды нагревательных приборов Нагревательные приборы делятся на несколько групп: - по материалу, из которого изготовляются приборы – металлические (чугунные, стальные и др. металлы), неметаллические (керамические, бетон-ные и др.) и комбинированные; - по характеру поверхности – с гладкой и ребристой поверхностью; - по конструктивному признаку, определяющего способ передачи теплоты – радиаторы, конвекторы, панели, приборы из гладких и ребристых труб (регистры и змеевики), калориферы. Радиаторы – это приборы конвективно-радиационного типа. На рис. 5.8 показана схема установки прибора. 35 Рис. 5.8. Чугунные радиаторы изготовляются методом отливки, стальные – штамповкой с последующей сваркой отдельных частей. Стойкость к кор-розии, компактность, относительно высокий коэффициент теплопередачи (9,1 – 10,6 Вт/м2К). Недостатки – металлоемки, очистка их затруднена. Стальные радиаторы выпускаются в виде панелей и состоят из двух штампованных листов толщиной 1,5 мм, сваренных по периметру. Масса их меньше, чем у чугунных, легко очищаются. Но сталь должна быть антикор-розонной – это делает их дорогими. Приборы из гладких труб собираются из нескольких горизонтальных труб (регистров), соединенных для подвода и отвода теплоносителя. Легко очищаются от пыли. Однако, громоздки, металлоемки, неудобны для разме-щения. Ребристые чугунные трубы компактны, температура ребер обычно невысока, но затруднена очистка поверхности, неэстетичный вид. Коэффи-циент теплопередачи равен 4,7 – 5,8 Вт/(м2К). Конвекторы – это приборы конвективного типа (рис. 5.9). Рис. 5.9. Схема конвектора. Конвектор состоит из нагревателя 1, кожуха 2 и регулирующего клапа-на 3. Нагревателями являются стальные ребристые трубы. Конвекторы обладают высокими экономическими показателями. Масса конвектора при одинаковой поверхности почти в 2 раза меньше, чем у стальных панелей, и в 4 раза меньше, чем у радиаторов. Несложны в изготовлении, удобны при монтаже. Однако, они имеют низкие показатели k =4,7 – 6,5 Вт/(м2 К). Бетонные нагревательные приборы представляют змеевик или ре-гистр из водогазопроводных труб диаметром 15 и 20 мм, заделанных в плос-кую бетонную плиту толщиной 40 – 50 мм. К = 7,5 – 11,5 Вт/(м2К). 36 Калориферы – приборы для нагревания воздуха, изготовленные про-мышленным способом. Тип нагревательного прибора выбирается из спра-вочников с учетом назначения помещения, вида и параметров теплоносителя, степени удовлетворения требований к приборам конкретного типа. Расчет поверхности нагрева приборов. Поверхность нагрева приборов, м , 2 Fпр = [Qпр103/(k(tср – tв)], где Qпр – тепловая нагрузка прибора, кВт; k – коэффициент теплопередачи прибора, Вт/(м 2К); tср – средняя температура теплоносителя в приборе, С; tв – температура воздуха помещения, С;  - коэффициент, зависящий от ряда факторов, влияющих на теплопередачу прибора и не учтенных k (влияние охлаждения воды в трубах, способа установки приборов, способ подводки теплоносителя к прибору, относительный расход воды через прибор, число секций в приборе). Вследствие многообразия типов нагревательных приборов для сравни-тельной оценки технико-экономических показателей вводят условную единицу поверхности нагрева прибора – эквивалентный квадратный метр. Лекция 6 Тема: Промышленная вентиляция. Классификация систем вентиляции 1.По способу перемещения воздуха различают системы естественной и механической вентиляции. При естественной вентиляции воздух перемещается под действием гравитационного давления, возникающего за счет разности плотностей холодного и нагретого воздуха (нагретый воздух стремится всегда вверх) и под действием ветрового напора (например, через открытые окна). При механической вентиляции воздух перемещается под действием вентилятора. 2.По способу подачи и удаления воздуха системы делят на приточные, вытяжные, приточно-вытяжные, и системы с рециркуляцией. Приточная система – это система, при которой воздух подается в поме-щение после подготовки его в калорифере или кондиционере. В помещении при этом создается избыточное давление, за счет которого воздух уходит наружу через окна, двери или в другие помещения. Рис. 6.1. 37 Приточная система. 1 – фильтр; 2 – устройство тепловлажностной обработки воздуха (калорифер, кондиционер); 3 – вентилятор; 6 – устройства для распределения и отбора воздуха; 9 – производственное помещение; 10 – технический этаж; 11 – пристрой для размещения оборудования ПУ; ВУ – вытяжная установка; ПУ – приточная установка. Вытяжная система предназначена для удаления воздуха из помещения, при этом в помещении создается пониженное давление, и воздух из соседних помещений или наружный воздух поступает в данное помещение. Вытяжные системы применяют для помещений с кратковременным пребыванием людей или при небольших количествах вытяжного воздуха. Рис. 6.2. Вытяжная естественная система вентиляции. 1 – вытяжная шахта; 2 – приемная решетка 2-го этажа; 3 - приемная решетка 1-го этажа. Рис. 6.3. Вытяжная механическая система вентиляции. 5 – вентилятор; 6 – устройства для распределения и отбора воздуха; 9 – производственное помещение; 10 – технический этаж; ВУ – вытяжная установка. Приточно-вытяжные системы наиболее полно выполняют требования СН, поэтому они чаще всего распространены в промышленных и обществен-ных зданиях. Системы с рециркуляцией отработанного воздуха – это системы, в ко-торых к наружному воздуху подмешивается часть вытяжного воздуха, если по своему составу он не содержит вредных веществ. 3.По способу обеспечения метеорологических факторов системы подразделяют на общеобменные, местные, смешанные и системы аврийной вентиляции. 38 Рис. 6.4. Общеобменная система естественной вентиляции. 1 – вытяжная шахта; 2 – приемная решетка 2-го этажа; 3 - приемная решетка 1-го этажа; 4 – приточная камера; 5 – вход свежего воздуха; 6 – решетка для подачи воздуха в помещение; 7 – приточная шахта. Рис. 6.5.Общеобменная система механической вентиляции. 1 – фильтр; 2 – устройство тепловлажностной обработки воздуха (калорифер, кондиционер); 3, 4, – вентилятор; 6 – устройства для распределения и отбора воздуха; 7 – производственное помещение; 8 – технический этаж; 9 – пристрой для размещения оборудования ПУ; ВУ – вытяжная установка; ПУ – приточная установка. Общеобменная система вентиляции предназначена для создания сред-них метеорологических условий во всем объеме рабочей зоны помещений. Система местной вытяжной (локализующей) вентиляции применяется для предотвращения по всему помещению вредных выделений, образующих-ся на отдельных участках технологического процесса. Рис. 6.6. Система местной вытяжной (локализующей) вентиляции. 4 – вентилятор; 7 – зонт; 8 – выделяющий вредности технологическое 39 оборудование; 9 – производственное помещение; 10 – технический этаж; ВУ – вытяжная установка К системам местной приточной вентиляции относят воздушное души-рование. Воздушные души выполняются в форме направленных на работаю-щих воздушных потоков с определенными параметрами. К системе местной приточной вентиляции относят также воздушные завесы для защиты от прорыва холодного воздуха в помещения через различ-ные проемы здания (ворота, двери и т.д.). Смешанная система является сочетанием элементов местной и обще-обменной вентиляции. Системы аварийной вытяжной вентиляции обязательны для производ-ства, в котором возможен внезапный прорыв вредных паров или газов. Сис-тема аварийной вентиляции должна включаться автоматически при достиже-нии предельно допустимой концентрации вредных выделений. Воздухообмен в производственном помещении Воздухообмены (расход приточного и вытяжного воздуха) рассчитыва-ются по виду вредных выделений. Вредными выделения считаются следую-щие: - теплоизбытки в помещении; - влаговыделения в помещении; - вредные пары и газы; - пыль. Расчет воздухообмена Расчет воздухообмена по теплоизбыткам. Воздухообмен, кг/с G = Qизб.я/(с(tух – tп)), где Qизб.я – избытки явной теплоты всего помещения (получают при расчете баланса теплоты), кВт; с – теплоемкость воздуха, кДж/(кгК); tух и tп – температура уходящего и приточного воздуха, С. При вытяжке воздуха из рабочей зоны tух = tв. При расчете воздухообмена по полной теплоте (расчет расхода воздуха на вентиляцию) G = Qизб/(iух – iп), где Qизб – избыточная полная теплота, кВт; iух и iп – соответственно энтальпия уходящего и приточного воздуха, кДж/кг. В большинстве случаев температура воздуха расслаивается по высоте помещения. Вверху температура воздуха всегда выше. Для определения tух можно пользоваться формулой: tух = tв + К(Н – 2), где tв – расчетная температура внутреннего воздуха в рабочей зоне, С; К = 0,2 – 1,5 С/м – коэффициент нарастания температуры воздуха по высоте помещения; Н – расстояние от пола до центра вытяжных отверстий, м. Расчет воздухообмена для компенсации избыточного влаговыделе-ния производят по формуле, кг/с: G = 103Gвл /(dух – dп), где Gвл – избыточная влага, кг/с; dух и dп – влагосодержание уходящего и приточного воздуха, г/кг сух. воздуха. Расчет воздухообмена для компенсации выделения вредных паров и газов ведут по следующей формуле, м3/с: L =  Gв.в/(Спдк – Сп), где  - коэффициент неравномерности распределения вредного вещества по помещению; Gв.в – масса вредного вещества, выделившегося в помещение, мг/с; Спдк и Сп – предельно допустимая концентрация и концентрация вредного пара или газа в приточном воздухе, мг/м 3. 40 Начальная концентрация вредных веществ в приточном воздухе не должна превышать 30 % предельно допустимой концентрации данного веще-ства в рабочей зоне. Из опыта  = 1,2 – 2,0. Расчет воздухообмена для компенсации выделения пыли ведут по формуле, м3/с: L =  Gп/(апдк – ап), где  - коэффициент неравномерности распределения пыли по помещению; Gп – масса пыли, выделяемой помещение, мг/с; апдк и ап – предельно допустимая концентрация и концентрация пыли в приточном воздухе, мг/м3. Расчет вытяжной системы естественной вентиляции Вентиляция в таких системах осуществляется под воздействием раз-ности давлений па входе в вытяжные отверстия в помещении и на выходе из вытяжных шахт над домом (см. рис. 6.7). Эта разность давлений получается вследствие разности плотностей теплого воздуха в помещении и холодного на улице. Рис. 6.7. Система вентиляции рассчитывается на наружную температуру +5 С. Располагаемые перепады давлений для помещений 1го и 2-го этажей, Па H1 = gh1( н -  в), H2 = gh2( н -  в), где  н и в – плотности наружного и воздуха внутри помещения, кг/м3. Отсюда видно. Что в наиболее неблагоприятных условиях находятся верхние этажи. При расчете сечений воздуховодов и шахт принимают следу-ющие скорости движения воздуха: 1.в каналах верхних этажей – 0,6 м/с; 2.в каналах нижних этажей – 1,0 м/с; 3.в вытяжной шахте – (1 – 1,5) м/с. Для увеличения располагаемого напора предусматривают устройства на концах вытяжных шахт – дефлекторы. Схема дефлектора конструкции ЦАГИ представлена на рис. 6.8. В зависимости от № дефлектора d в м (d = 0,2 – 1 м). 41 Рис. 6.8. Схема цилиндрического дефлектора ЦАГИ. 1 – цилиндрический патрубок; 2 – диффузор; 3 – зонт; 4 – кольцо; 5 – срез цилиндрической вытяжной шахты Увеличение тяги происходит благодаря разрежению Hд, возникающего при обтекании дефлектора ветром. Hд = (Hдв/ Hс )vв2в/2, где Hдв – разрежение за счет скорости ветра, кг/м ; 2 Hс – скоростной напор ветра, кг/м2. Величина (Hдв/ Hс ) дается в таблицах в зависимости от температуры наружного воздуха и расчетной скорости ветра ((Hдв/ Hс ) = f(vд/ vв)). vд = 0,2 – 0,4 м/с – скорость воздуха в патрубке. vв, в – скорость и плотность воздуха наружного воздуха. Аэрация Аэрация – это организованный воздухообмен в результате поступления и удаления воздуха через открытые фрамуги окон и фонарей. Применяется в основном в производственных помещениях с большими тепловыделениями (прокатные, литейные, кузнечные цехи) (см. рис. 6.9). 42 Рис. 6.9. Схема аэрации цеха. 1 – фонарь; 2 – фрамуга фонаря; 3 – производственное помещение; 4 – верхний ярус фрамуг; 5 – нижний ярус фрамуг. В теплый период года приток наружного воздуха организуют через нижний ярус окон с подачей его в рабочую зону. В холодный период года при tн  10 С приток воздуха организуется на высоте не менее 4,5 м от пола, т.о. воздух попадает не сразу в рабочую зону, а после смешивания его с вну-тренним воздухом. При расчете аэрации учитывают гравитационные и ветровые давле-ния, воздействующие на здание. Зная tн и tв, направление ветра и значение аэродинамического коэффициента здания kп (определяется опытными про-дувками здания), определяют условное внешнее давление в плоскости откры-ваемых фрамуг, Па: Рп = kп vн2  н/2  ghп( н -  в). Количество воздуха (кг/час), проходящее через любую фрамугу G = 3600F(Рп - Рx )/, где Рx – давление внутри помещения, кг/м2;  - коэффициент местного сопротивления проема (из таблиц опытных данных. В безветренную погоду аэрация происходит только за счет гравитаци-онного давления. Системы механической вентиляции и их расчет. На рис. 6.10 представлена сеть воздуховодов приточно-вытяжной общеобменной механической вентиляции. 43 Рис. 6.10. 1 – заборное устройство; 2 – фильтр; 3 – устройство для тепловлажностной обработки воздуха; 4 – приточный вентилятор; 5 – сеть воздуховодов; 6 – вытяжной вентилятор; 7 – устройство для выброса воздуха наружу. ПУ – приточная установка (приточная часть вентиляции). ВУ – вытяжная установка (вытяжная часть общеобменной вентиляции). Расчет сети воздуховодов. Расчет сети воздуховодов производят с целью выбора типа вентилято-ра. Расчет заключается в определении располагаемого давления, необходимо-го для преодоления сил трения и местных сопротивлений при заданной по-даче (расходе) или отсосе воздуха. Алгоритм расчета следующий: 1.вычерчивают в изометрии схему воздуховодов в масштабе 1 : 100 со всеми поворотами и ответвлениями; 2.делят воздуховод на участки – прямые, загибы, ответвления; 3.определяют потери давления в воздуховоде по формуле Р0 = ∑Рлин + ∑Рместн. На прямом участке потери от сил трения равны Рлин = (l/d)(v2/2g), Па, где  - безразмерный коэффициент, который характеризует шероховатость внутренней поверхности воздуховода; d- диаметр воздуховода м, при прямоугольном канале эквивалентный ди- аметр определяется как dэ = 2аб/(а + б), где а и б – стороны прямоугольника. l – длина участка воздуховода, м. Потери давления на местных сопротивлениях Рместн = (v2/2g), Па, где  - коэффициент местного сопротивления, определяется продувками (опытом); находится из справочников для определенных конструкций. Для расчетов задаются скоростями воздуха: - v = 12 м/с – для систем промышленной вентиляции; - v = 8 м/с – для систем вентиляции в гражданских зданиях. На непредвиденные (неучтенные) сопротивления к расчетному значению добавляют 10 % , т.о. развиваемое вентилятором давление должно быть Рвент = 1,1 Р0. ОБОРУДОВАНИЕ СИСТЕМ ВЕНТИЛЯЦИИ Вентиляторы. Классификация вентиляторов. 1.В зависимости от напора, развиваемого вентилятором, их подразделя-ют на: вентиляторы высокого давления (от 300 до 1200 кг/м2); вентиляторы среднего давления (от 100 до 300 кг/м2); вентиляторы низкого давления (до 100 кг/м2). Для вентиляционных систем используют в основном вентиляторы низкого и среднего давления. 2.В зависимости от требуемых условий работы вентиляторы выпуска-ют: 44 - в обычном исполнении (воздух чистый, tвозд  80 С); - в антикоррозионном исполнении (винипласт и др.), для перемещения горючих и взрывоопасных смесей – изготовляют из мягких металлов. - с повышенной износоустойчивостью (содержание пыли больше 100 мг/м 3). - термостойкие – среда имеет tвозд больше 80 С ; 3.Различают вентиляторы левого и правого вращения (если смотреть со стороны двигателя); 4. По размерам вентиляторы характеризуются присвоенными им номе-рами, номер вентилятора соответствует диаметру рабочего колеса в дм (например, №5 – соответствует диаметру колеса 0,5 м). 5.По конструкции колеса вентиляторы различают на: центробежные и осевые. Мощность вентилятора. Мощность вентилятора зависит от развиваемого давления Рвент, Па, массовой подачи (расхода воздуха) Gвент, кг/с ( Lвент, м3/час) и КПД вентиля-тора вент. В соответствии с ГОСТ 17398-72, работа вентилятора (как и насоса) чаще характеризуется не развиваемым давлением, а напором (Нвент), измеряемом в мм Н2О (или в м Н2О). При этом 1 мм Н2О = 9,8 Па. Нвент = Рвент/g. Мощность вентилятора, кВт Nвент = QвентНвент/1000вент = Gвент Нвент/1000вент, где Нвент – напор, м; Qвент – расход воздуха, м3/с. Мощность электродвигателя к вентилятору, кВт Nдв = m Nвент/ пр, где m = (1,05 – 1,2) – коэффициент запаса мощности на валу вентилятора; пр – КПД передачи, если вентилятор находится на валу электродвигателя пр = 1, если используется клиноременная передача, то пр = 0,92. Методика выбора вентилятора. Полученные в результате предварительных расчетов подача Lвент, м3/час, и требуемый (располагаемый) напор Нвент, м, совместно образуют точку характеристики сети А (см. график на рис. 6.11). Рис. 6.11. Эта точка должна соответствовать расчетной рабочей точке на хара-ктеристике вентилятора (на рис. – пунктирные кривые). Вентилятор в этой точке должен работать мах. Т.о., для выбора вентилятора необходимо иметь каталог вентиляторов с их характеристиками. 45 Согласно ГОСТ 1.0616-63 выбор вентиляторов должен производиться так, чтобы их КПД на выбранном режиме работы не падал ниже 0,9 мах (на рис. это затемненные области для вентиляторов определенного номера на определенных оборотах). Получается работа выбора на «поле характерис-тик». Пример. Выбрать тип вентилятора, при этом задано поле характеристик несколь-ких вентиляторов - № 5, № 6, № 7 для двух значений чисел оборотов колес вентиляторов. На самом деле и вентиляторов, и чисел оборотов может быть больше. Откладывают на поле характеристик расчетные значения Lо и Но , получают точку А. Видно, что подходят для работы вентилятор № 6 с n = 1500 об/мин и № 7 с n = 970 об/мин. Из них выбирают менее шумный и менее оборотный № 7, т.к. при меньших обо-ротах значительно меньший износ крутящихся деталей. Обеспыливающие устройства. Очистке может подвергаться как наружный приточный воздух, так и внутренний, удаляемый из помещения. Приточный – при концентрации пыли в нем больше нормы, удаляемый – при использовании рециркуляции и при большом выделении пыли в производственном помещении. Классификация. 1.По степени очистки воздуха подразделяют обеспыливающие устрой-ства: - грубая очистка – в устройстве задерживается пыль размером более 100 мкм; - средняя очистка – улавливается всякая пыль, но конечное пылесодер-жание (kп) не более 100 мг/м3; - тонкая очистка – очистка до пылесодержания kп = 1 – 2 мг/м3. 2.Обеспыливающие устройства подразделяют на: пылеотделители и фильтры (системы пылепоглощения). Пылеотделители – это устройства, где пыль осаждается за счет сил тяжести и инерционных сил, которые возникают при изменении скорости и напрвления движения запыленного воздуха (пылеосадочные камеры, цикло-ны, антициклоны и т.д., см рис. 6.12 – 6.14). Рис. 6.12. Сухой циклон. Эффективность – до 85 %. 1 – корпус; 2 – мешок для сбора осадка; 3 – осадок. Рис. 6.13. Антициклон. Эффективность – до 92 %. 1 – корпус; 2 – мешок для сбора осадка; 3 – осадок. 46 Рис. 6.14. Мокрый циклон. Эффективность – 99 %. Недостаток – расход воды 0,2 – 10,3 л на 1 м3 очищенного воздуха. 1 – корпус; 2 – коллектор подачи воды; 3 – мешок для сбора осадка; 4 – осадок. Фильтры – устройства, в которых воздух очищается проходя через сетчатые или пористые материалы (стекловата, гравий, кокс, бумага, ткань, сетка и т.п., см. рис. 6.15, 6.16). Рис. 6.15. Бумажный фильтр. Степень очистки – (96 – 99) %. 1 – фильтрующий материал (алигнин); 2 – сетчатый каркас. Рис. 6.16. Масляный фильтр. 1 – корпус элемента фильтра; 2 – сетчатая решетка; 3 – наполнитель (смоченные маслом кольца Рашига, мотки тонкой проволоки). Масляный фильтр до требуемой поверхности собирают из кассет. С двух сторон металлические сетки, внутри находится насадка (кольца Рашига или скомканная тонкая проволока). Вся кассета окунается в масло. Нагрузка на одну кассету – около 1500 м3/ч. Загрязненную кассету вынимают из филь-тра и отмывают в содовом растворе. Особняком стоят пылеулавливающие устройства, в которых осаждение пыли осуществляется под воздействием электрических и магнитных полей, а также с помощью ультразвуковых волн. 3.Классисифицируют также по показателям, характеризующих эффек-тивность обеспыливающих устройств: - степень очистки – отношение веса уловленной пыли к весу поступа-ющей в устройство пыли, % n = 100(G2 – G1)/G2, где G2 – количество пыли в воздухе до очистки, мг/м ; 3 47 G1 – количество пыли в воздухе после очистки, мг/м 3; - производительность фильтра, м3/ч или удельная воздушная нагрузка, м3/(чм2); - гидравлическое сопротивление, кг/м2; - пылеемкость (для слоистых и матерчатых фильтров) – количество пыли, которое оседает в фильтре до достижения предельного гидравлическо-го сопротивления. Калориферы. Классификация. Различают следующие типы: радиаторные, смонтированные из от-дельных радиаторов с пропуском сквозь них нагнетаемым воздухом и калориферы, выпускаемые промышленным способом. Эти радиаторы в свою очередь подразделяются по способу формирования теплообменных элемен-тов на гладкотрубные, пластинчатые и ребристые (см. рис. ниже). Рис.6.17. На рис. 6.17 1 – коллектор; 2 – трубная доска; 3 – теплопередающий элемент; а) – гладкотрубный калорифер; б) – пластинчатый; в) – ребристый –спиральнонавивной. Гладкотрубные калориферы изготавливают из латунных или стальных трубок диаметром (20 – 32) мм, располагают их в шахматном порядке и вва-ривают их в трубные доски. Для увеличения поверхности теплоотдачи от стенки в воздух поверхность теплопередающего элемента снабжают тонкими стальными пластинками (вариант б)) толщиной 0,5 мм на расстоянии 2 мм или навивают на внешнюю поверхность проволоку диаметром до 2 мм, кото-рую припаивают. Схемы подключения калориферов. Подключать калориферы можно последовательно по теплоносителю и параллельно по воздуху (вариант а), см. рис. ниже) или параллельно по теплоносителю и последовательно по воздуху (вариант б)). Рис. 6.18. На рис. 6.18 1 – подвод теплоносителя; 2 – калориферы; 3 – отвод тепло-носителя; 4 – конденсатопровод; 5 – гидрозатвор при давлении пара ниже 0,03 МПа (при более высоком давлении устанавливают конденсатоотвод-чики. Испытание и регулирование систем вентиляции. 48 Изготовленные системы не всегда соответствуют расчетам за счет ошибок при проектировании, монтаже или выборе оборудования. Для устранения этих дефектов систему вентиляции перед сдачей в эксплуатацию испытывают и регулируют. Испытание заключается в проверке правильности работы вентилято-ров, калориферов, фильтров и электродвигателей в соответствии с проектны-ми данными. При приемке вентиляционных систем проверяются следующие показа-тели: расход воздуха, температура нагрева его и т.д. на совпадение их с про-ектными данными. Выявляется, насколько при работе вентустройств снижа-ется концентрация вредных веществ в помещении и соответствие ПДК. Эффективность вентустройств проверяется при непрерывной работе всех вентиляторов, электродвигателей и т.д. в течение 6 – 8 часов. Допуска-ются следующие отклонения от проекта: Lo, 10 %; vв, 10 % (в вентиляцион-ной решетке); tп, 2 %; , 5 %. На основании данных обследования дается оценка эффективности системы и составляется приемочный акт, а на каждую вентустановку – паспорт, в который заносятся все данные установки. Техни-ческий паспорт содержит: описание установки, техническую характеристику ее работы и результаты проверки. Паспорт составляется в 2-х экземплярах, один у обслуживающего персонала, а второй – у лица, осуществляющего контроль за эксплуатацией вентустановки. Основная задача регулирования получить на всех участках воздухово-дов проектные расходы воздуха. Отрегулировав вентиляторы по Р и L, про-изводят регулирование сети воздуховодов. При помощи шиберов или специ-альных клапанов на ответвлениях создаются дополнительные сопротивления, чтобы количество воздуха было равно проектным данным. Излишки воздуха передаются участкам, где расход занижен. Измерительные приборы: t – термограф; Р – пневмометрические трубки и микроманометр; vв – крыльчатый и чашечный анемометр;  - пси-хрометр. Лекция 7 СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА (СКВ) Кондиционированием воздуха называют создание и автоматическое поддержание в закрытых помещениях t, , v (температуру, относительную влажность, скорость движения воздуха на рабочем месте) и чистоту воздуха. Дополнительная задача – поддержание давления, газового состава и ионного состава воздуха в помещении. Основные термодинамические процессы при кондиционировании воздуха: зимой – нагревание и увлажнение воздуха; летом – воздух осушается и охлаждается. Схематично СКВ представлена на рис. ниже. Рис. 7.1. Через воздухозаборное устройство 1 наружный воздух попадает в конди-ционер 2, где проходит тепловлажностную обработку и вентилятором 3, как правило, входящим в состав кондиционера отдельной секцией, через цен-тральный воздуховод 4, местные 49 воздуховоды 5 и через устройства подачи воздуха 6 подается непосредственно в рабочую зону помещения. Рабочей зоной считается область помещения, находящаяся на расстоянии 1,5 м от пола или рабочей площадки, где находится работающий человек. В некоторых случаях, допускаемых санитарными нормами по содер-жанию вредных веществ в воздухе обслуживаемых помещений, используют возвращаемый через рециркуляционный воздуховод 7 на вход кондиционера 2 воздух из помещения. Это мероприятие позволяет экономить энергию в виде теплоты и холода в процессе обработки воздуха. Для обеспечения ра-боты кондиционера необходимы подача охлажденной в холодильной уста-новке 8 (или холодильной станции) воды насосом 9. Классификация СКВ Установившейся классификации СКВ не существует. В литературе указывается, по каким признакам приблизительно можно провести класси-фикацию СКВ. Согласно этим признакам СКВ подразделяются следующим образом. 1) По назначению – на комфортные и технологические, а также технологически - комфортные в помещениях с длительным пребыванием людей. Комфортные СКВ предназначены для создания и автоматического поддержания температуры t C, относительной влажности  %, чистоты и скорости движения воздуха, наиболее отвечающих санитарно-гигиеническим требованиям; технологические СКВ предназначены для обеспечения параметров воздуха, в максимальной степени отвечающих требованиям производства продукции. Технологическое кондиционирование в помещениях, где находятся люди, осуществляется с учетом санитарно-гигиенических требований. 2) По режиму работы – на круглогодичные, поддерживающие требуемые параметры воздуха в течение всего года, и сезонные, осуществляющие для холодного периода года нагрев и увлажнение воздуха, а для теплого периода – охлаждение и осушку воздуха. 3) По характеру связи с обслуживаемым помещением - на центральные и местные. В центральных СКВ кондиционеры устанавливаются вне обслуживаемых объектов. Системы предназначены для создания микро-климата в одном большом или нескольких мелких помещениях. Центральные СКВ подразделяются в свою очередь на воздушные, при которых в обслуживаемые помещения подается только воздух (по одним или двумя каналам) и водовоздушные, при которых в кондиционируемые пом ещения подводятся воздух и вода, несущая теплоту или холод (или то и другое вместе). В местных СКВ кондиционеры расположены и создают заданные условия воздушной сферы в небольших помещениях. Возможна установка местных кондиционеров на рабочих местах, в этом случае они создают нужный микроклимат только в части объема помещения (в зонах обслуживания). 4) По схеме обработки воздуха - на прямоточные, характеризующиеся обработкой в кондиционерах лишь наружного воздуха; частично рециркуляционные системы и с полной рециркуляцией, когда весь воздух из помещения подается на обработку в кондиционере (без подмешивания наружного воздуха). На рис. 7.2 в виде схем представлены все существующие схемы обработки воздуха. Рис. 7.2. Схема на рис. 7.2а - прямоточная. Схемы на рис. б, в - с частичной рециркуляцией, при этом схема в кроме рециркуляционной линии имеет воздуховод, через который часть рециркуляционного воздуха пропу скается мимо оросительной камеры кондиционера (другое название этой линии - байпас). Схема г - с полной рециркуляцией воздуха из помещения, такая схема обычно используется в технологических СКВ. 5) По давлению  P, развиваемому вентилятором, - на системы низкого (  P < 1,0 кПа), среднего (1,0  Δ Р  3,0 кПа) и высокого давления (ΔР  3,0 кПа). 50 6) По производительности - (имеются в виду отечественные кондиционеры) от 10 до 250 тыс. м3/ч (их принято называть центральными СКВ) и от 0,5 до 18 тыс. м 3/ч (местные СКВ). 7) По способам обслуживания помещений с различными параметрами воздуха и тепло-влажностными режимами - на однозональные, многозональ-ные (рис. 7.3). В многозональных СКВ подача воздуха в помещение осуществляется по однотрубным или двухтрубным схемам с применением доводчиков и смесителей. Рис. 7.3. В качестве однозональной, одноканальной СКВ может быть предста-влена раньше СКВ. В этом случае воздух подготавливается в центральном кондиционере и подается в обслуживаемое помещение. На рис. а изображена схема многозональной, одноканальной СКВ. Здесь предусматривают для каждого обслуживаемого помещения 7 отдельный воздухоподогреватель - доводчик с регулируемой теплопроизводительностью. На рис. б приведена схема двухканальной, многозональной (в данном случае три зоны) СКВ. По одному каналу в смесители 6 подается воздух с максимальной для данного типа кондиционера относительной влажностью,  max, %. По другому каналу подается в смесители нагретый в воздухоподо-гревателе воздух. В процессе смешения воздуха в смесителях 6 достигаются требуемые параметры воздуха t С,  % подготовленного для подачи в соответствующие помещения. Расчетные параметры наружного воздуха для СКВ выбираются в зависимости от климатических условий местности и назначения обслуживаемого помещения. 8) По степени обеспечения требуемых параметров воздуха в обслужи-ваемом помещении в течение всего года СКВ подразделяют следующим образом: а) СКВ для термоконстантных помещений. Такие СКВ используются для подачи воздуха в помещения лабораторий и промышленных предприятий прецизионного приборостроения. б) СКВ для особо чистых помещений. Такие СКВ применяют при проведении процессов производства полупроводников, точной оптики и механики, где требуется высокой чистоты воздух. Состояния воздуха и процессы на «i, d» – диаграмме влажного воздуха Л.К.Рамзин построил «i, d» – диаграмму, которая широко используется в расчетах сушки, кондиционирования воздуха в ряде других расчетов, связанных с изменением состояния влажного воздуха. Эта диаграмма выра-жает графическую зависимость основных параметров воздуха (t, φ, pп, d, i) при заданном барометрическом давлении. Элементы «i, d» – диаграммы показаны на рис. 7.4. Диаграмма по-строена в косоугольной системе координат с углом между осями i и d 135. По оси ординат откладываются величины энтальпий и температур воздуха (i, кДж/кг сухого воздуха и t, С), по оси абсцисс – величины влагосодержаний влажного воздуха d, г/кг. 51 Рис. 7.4. Примерная «i, d» – диаграмма Ранее уже упоминалось, что параметры (t C, i кДж/кг, φ %, d г/кг, p П Па), определяющие состояние влажного воздуха, на «i, d» – диаграмме можно графически изобразить точкой. Например, на рис. ниже точке А соответствуют параметры влажного воздуха: температура t = 27 С, относительная влажность φ = 35 %, энтальпия i = 48 кДж/кг, влагосодер-жание d = 8 г/кг, парциальное давление пара pП = 1,24 кПа. Необходимо учитывать тот факт, что полученные графическим путем параметры влажного воздуха соответствуют барометрическому (атмосферному) давлению 760 мм рт. ст., для которого была построена приведенная на рис. «i, d» – диаграмма. Практика использования графоаналитических расчетов для определения парциального давления пара с помощью «i, d» – диаграмм показывает, что расхождения между полученными результатами (в пределах 1 - 2 %) объясняется степенью точности построения диаграмм. Если параметры точки А на «i, d» – диаграмме (рис. 7.5) iА,dА, а конечного Б – iБ , dБ , то отношение (iБ – iА) / (dБ – dА) · 1000 = ε представ-ляет собой угловой коэффициент линии (луча), характеризующий данное изменение состояния воздуха в координатах «i, d» – диаграммы. 52 Рис. 7.5. Определение углового коэффициента ε с использованием «i, d» – диаграммы. Величина ε имеет размерность кДж/кг влаги. С другой стороны, в практике использования «i, d» – диаграмм заранее известна полученная расчетным путем величина ε. В таком случае на «i, d» – диаграмме можно построить луч, соответ-ствующий полученному значению ε. Для этого используют набор лучей, соответствующих различным значениям углового коэффициента и нанесенных по контуру «i, d» – диаграммы. Построение этих лучей произ-водилось следующим образом (см. рис. 7.6). Для построения углового масштаба рассматривают различные изменения состояния влажного воздуха, приняв при этом одинаковые начальные параметры воздуха для всех рассматриваемых на рисунке 4 случаев – это начало координат (i1 = 0, d1 = 0). Если конечные параметры обозначить через i2 и d2, то выражение углового коэффициента можно записать в этом случае ε= i 2  i1 i  1000  2  1000 . d 2  d1 d2 Например, принимая d2 = 10 г/кг и i2 = 1 кДж/кг (соответствует точке 1 на рис. 1.4), ε = (1/10)·1000 = 100 кДж/кг. Для точки 2 ε = 200 кДж/кг и так далее для всех рассматриваемых точек на рисунке 1.4. Для i = 0 ε = 0, т.е. лучи на «i ,d» – диаграмме совпадают. Аналогичным путем могут быть на-несены лучи, имеющие отрицательные значения угловых коэффициентов. На полях «i,d» – диаграммы нанесены направления масштабных лучей для значений угловых коэффициентов в пределах от – 30000 до + 30000 кДж/кг влаги. Все эти лучи исходят из начала координат. Практическое использование углового масштаба сводится к параллельному переносу (например, с помощью линейки) масштабного луча с известным значением углового коэффициента в заданную точку на «i,d» – диаграмме. На рис. показан перенос луча с ε = 100 в точку Б. 53 Рис. 7.6. Построение на «i, d» – диаграмме углового масштаба. Определение температуры точки росы tР и температуры мокрого термометра tМ с помощью «i, d» – диаграммы. Температура точки росы – это температура воздуха в насыщенном состоянии при данном влагосодержании. На «i, d» – диаграмме для определении tР необходимо из точки данного состояния воздуха (точка А на рис. ниже) опуститься по линии d = const до пересечения с линией насыщения φ = 100 % (точка Б). В таком случае изотерма, проходящая через точку Б, соответствует tР. 54 Рис. 7.7. Определение значений tР и tМ на «i,d» – диаграмме Температура мокрого термометра tМ равна температуре воздуха в насыщенном состоянии при данной энтальпии. В «i, d» – диаграмме tМ проходит через точку пересечения изотермы с линией φ = 100 % (точка В) и практически совпадает (при параметрах, имеющих место в системах кондиционирования) с линией I = const, проходящей через точку Б. Изображение процессов нагревания и охлаждения воздуха на «i, d» -диаграмме. Процесс нагревания воздуха в поверхностном теплообменнике – калорифере в «i, d» – диаграмме изображается вертикальной линией АБ (см. рис.ниже) при d = const, так как влагосодержание воздуха при кон-такте с сухой нагретой поверхностью не изменяется. Температура и энтальпия при нагревании увеличивается, а относительная влажность уменьшается. Процесс охлаждения воздуха в поверхностном теплообменнике-воздухоохладителе может быть реализован двумя путями. Первый путь – охлаждение воздуха при постоянном влагосодержании (процесс а на рис. 1.6). Этот процесс при d = const протекает в том случае, если температура поверхности воздухоохладителя будет выше температуры точки росы tР. Процесс пройдет по линии ВГ или в крайнем случае – по линии ВГ’. Второй путь – охлаждение воздуха при уменьшении его влагосодержания, что возможно только при выпадении влаги из воздуха (случай б на рис. 7.8). Условие реализации такого процесса – температура поверхности воздухоохладителя или любой 55 другой поверхности, контак-тирующей с воздухом должна быть ниже температуры точки росы воздуха в точке Д. В этом случае будет происходить конденсация водяного пара в воздухе и процесс охлаждения будет сопровождаться уменьшением влагосодержания в воздухе. На рис. этот процесс пойдет по линии СЖ, причем точка Ж соответствует температуре tП. В. поверхности воздухоохладителя. На практике процесс охлаждения заканчивается раньше и достигает, например, точки Е при температуре tЕ. Рис. 7.8. Изображение процессов нагревания и охлаждения воздуха на «i, d» – диаграмме Процессы смешения двух потоков воздуха в «i, d» – диаграмме. В системах кондиционирования воздуха используются процессы смешения двух потоков воздуха с различным их состоянием. Например, использование рециркуляционного воздуха или смешение подготовлен-ного воздуха с воздухом внутри помещения при подаче его из кондицио-нера. Возможны и другие случаи смешения. Представляет интерес для расчетов процессов смешения найти связь между аналитическими расчетами процессов и их графическими изображе-ниями на «i, d» – диаграмме. На рис. 7.9 представлены два случая осуществления процессов смешения: а) 56 – точка состояния воздуха на «i, d» – диаграмме лежит выше линии φ = 100 % и случай б) – точка смеси лежит ниже линии φ = 100 %. Рассмотрим случай а). Воздух состояния точки А в количестве GА с параметрами dА и iА смешивается с воздухом состояния точки В в количес-тве G B c параметрами dB и i B. При этом принимают условие, что расчеты производятся на 1 кг воздуха состояния А. Тогда величиной n = G В/G А оценивают, какое количество воздуха состояния точки В приходится на 1 кг воздуха состояния точки А. Для 1 кг воздуха состояния точки А можно записать балансы теплоты и влаги при смешении iA + i B = (1 + n)iСМ ; dA + nd B = (1 + n)dСМ , где iСМ и dСМ – параметры смеси. Из уравнений получают: n d см - d А i см - i А  dВ - dсм iВ - i см . Уравнение является уравнением прямой линии, любая точка которой указывает параметры смешения iСМ и d СМ. Положение точки смешения С на прямой АВ может быть найдено по соотношению сторон подобных треугольников АСД и СВЕ 57 Рис. 7.9. Процессы смешения воздуха в «i, d» – диаграмме. а) – точка смеси лежит выше линии φ = 100 %; б) – точка смеси лежит ниже φ = 100 %. G AC d см - d А  n B CB d В - d см GA , т.е. точка С делит прямую АВ на части, обратно пропорциональные массам смешиваемого воздуха. Если положение точки С на прямой АВ известно, то можно найти массы GA и GB. Из уравнения следует AC  CB GВ  G А Gсм   CB GА GA , 58 тогда GA  Gсм (СВ / АВ) . Аналогично GВ  Gсм (АС / АВ) . На практике возможен случай, когда в холодный период года точка смеси С 1’ лежит ниже линии φ = 100 %. В этом случае в процессе сме-шения будет иметь место конденсация влаги. Сконденсированная влага выпадает из воздуха и будет находиться после смешения в состоянии насыщения при φ = 100 %. Параметры смеси достаточно точно определя-ются точкой пересечения линии φ = 100 % (точка С2) и iСМ = const. При этом количество выпавшей влаги равно Δd. Лекция 8 Расчеты СКВ, использующие адиабатическое увлажнение воздуха Ниже рассмотрено построение на «i, d» - диаграмме основных процесс-сов кондиционирования воздуха при использовании адиабатического процес-са испарения воды в оросительной камере, а так же его охлаждении и осуше-нии. Расчет процессов в СКВ с использованием адиабатического испарения воды в оросительной камере Снижение температуры приточного воздуха в летнее время с помощью адиабатического процесса широко практикуется на предприятиях, располо-женных в районах с сухим и жарким климатом, в которых преобладает выде-ление явного тепла при незначительных выделениях влаги. Физическая сущность указанного способа снижения температуры за-клюючается в следующем. Наружный воздух, обрабатываемый в ороситель-ной камере, вступая в контакт с капельками разбрызгиваемой воды, имею-щей температуру мокрого термометра (т. е. tводы = tм), принимает состояние, близкое к состоянию насыщения (практически   95 %), за счет происходя-щего в этом случае, испарения влаги. Естественно, что испарение происходит лишь тогда, когда обрабатыва-емый воздух имеет относительную влажность ниже 100 %. Источником тепла в процессе испарения для рассматриваемой системы «вода - воздух» является воздух, а потенциалом переноса тепла разность температур между воздухом и водой, которая при tводы = tM равна психрометрической разности температур (tc - tM). В результате происходящего теплообмена приточный воздух, отдавая явное тепло, снижает свою температуру. В условиях теоретического процесса при достижении полного насыщения конечная температура воздуха должна быть равна температуре мокрого термометра. Однако практически достичь такого состояния воздуха в реальной камере не удается. Обычно конечная относительная влажность воздуха близка к  = 95 %. Изложенное позволяет сделать вывод о том, что в летний период из всех основных элементов, составляющих форсуночный кондиционер, функционирует только камера орошения. В камере орошения разбрызгиваемая вода при контакте с обрабатыва-емым воздухом принимает температуру мокрого термометра. Для поддер-жания указанной температуры воды не требуется специальных охлаждающих устройств. Из общего количества разбрызгиваемой воды испаряется всего 3 - 5 %. Остальная часть ее выпадает в поддон, откуда забирается насосом и направляется к форсункам. Добавление воды производится автоматически с помощью шарового крана. Вследствие незначительного количества добавляемой воды заметного изменения температуры разбрызгиваемой воды не наблюдается. Поэтому практически считают, что температуру разбрызгиваемой воды с достаточным для расчетов приближением можно принимать равной температуре мокрого термометра, а конечное состояние обрабатываемого воздуха - определять точкой пересечения линии i= const, проведенной через точку заданного сос-тояния наружного воздуха (в летний период), с кривой  = 95 %. На рис. представлены расчетные схемы рассматриваемой СКВ в двух вариантах. В первом варианте, представленном на рисунке 8.1а, рассмотрена прямоточная СКВ, во втором 8.1б – с использованием байпасного воздуховода наружного воздуха. Рассмотрим построение этого процесса кондиционирования воздуха на «i, d» - диаграмме (рис. 8.1в). Исходными данными для построения процесса являются расчетные параметры наружного и внутреннего воздуха; кроме того, должно быть так-же известно количество тепла и влаги, выделяющееся в помещении. 59 Рис. 8.1а Расчетная схема полной СКВ.1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера; ок – камера орошения. Рис. 8.1б 1, 2, 3, 4 - обозначения те же, что на рис. 5.1; 5 – воздуховод - байпас. 60 Рис. 8.1в. Процессы в СКВ с использованием адиабатического испарения воды в камере орошения. Параметры наружного воздуха обозначают через tн и  н, а расчетные параметры ,внутреннего воздуха - через tв и  в = а – б. Заметим, что значе-ние относительной влажности внутреннего воздуха в этом случае дается в определенных допустимых пределах, поскольку при данном способе обработки воздуха, как это будет видно из дальнейшего, не представляется возможным поддерживать заданное значение относительной влажности в. Если же поддержание относительной влажности воздуха внутри поме-щения ограничено некоторыми допустимыми пределами (например, от  в = а до  в = б), то рассматриваемый способ обработки воздуха в ряде случаев может быть успешно использован. На рисунке 8.1а изображена принципиальная расчетная схема такого устрой ства кондиционирования воздуха. Буквы Н, О, П и В, указанные в отдельных участках схемы, связывают ее с построением процесса на «i, d» - диаграмме (рис. 8.1в), на которой этими же буквами обозначены состояния воздуха в соответствующих отдельных участках схемы. Согласно схеме (рис. 8.1а), наружный воздух в количестве Lо кг/ч поступает в кондиционер 3, из которого после соответствующей обработки направляется в помещение 1; затем отработанный воздух извлекается из помещения с помощью вытяжной системы 2. Такая схема обработки воздуха носит название прямоточной. Построение процесса кондиционирования воздуха начинается с нане-сения на «i, d» - диаграмму точки Н, характеризующей состояние наружного воздуха (рис. 8.1в вариант 1). Так как в летний период оба калорифера выклю-чаются, то наружный воздух с состоянием, соответствующим точке Н, поступает в камеру орошения. В камере орошения при контакте воздуха с капельками воды, имеющей температуру мокрого термометра, процесс из-менения состояния протекает адиабатически по лучу НО (ув ~ 0) и завершается в точке О пересечения этого луча с кривой  = 95 %. При этом температура является минимальной, которую можно достичь при использовании адиабатического процесса. Таким образом, в результате такой обработки температура воздуха снижается на t = tH - tо градусов. Теплосодержание воздуха при этом сохраняется примерно постоянным. Из рис. 8.1в нетрудно убедиться, что чем больше  н, тем меньше стано-вится величин t. Отсюда следует, что использовать адиабатический процесс для снижения температуры приточного воздуха целесообразно только при сравнительно низких значениях относительной влажности наружного воз-духа. Обработанный воздух с состоянием, характеризуемым точкой О, про-ходит через вентилятор и затем по воздуховоду направляется в кондициони-руемое помещение. На пути от вентилятора до кондиционируемого поме-щения воздух повышает свою температуру на 1 - 1,5 С, вследствие превра-щения механической энергии в тепловую на валу вентилятора и передачи тепла через 61 стенки воздуховода от воздуха, окружающего канал (температура которого близка к tн), к обработанному воздуху, проходящему по этому ка-налу. В результате этого повышения температуры воздух принимает оконча-тельное состояние, характеризуемое точкой П, с которым поступает в конди-циионируемое помещение. Этот процесс повышения температуры происхо-дит по линии dо = dп = сопst. Таким образом, в рассматриваемых условиях параметры точки П являются параметрами приточного воздуха. Если известны количество тепла и влаги, выделяющиеся в помещении, а следовательно, и величина углового коэффициента луча процесса ОВ помещении п, то дальнейшее построение процесса производится следующим образом. Через точку П проводят луч ПВ процесса в помещении до пересечения с изотермой, соответствующей задан-ному значению внутренней температуры. Найдя таким построением точку В, можно определить количество вентиляционного воздуха. Если относительная влажность, соответствующая точке В, удовлетворяет заданным пределам в = а - б, то построение процесса можно считать на этом законченным. Применять описанный метод обработки воздуха возможно лишь в том случае, когда точка В находится в пределах допустимых значений относи-тельной влажности. В практике часто наблюдаются такие условия, при которых линия луча процесса в помещении проходит в зоне высоких значе-нии относительной влажности, вследствие чего значение относительной влажности точки В выходит за допустимые пределы. Поэтому в таких случаях не представляется возможным использовать вышеописанную схему обработки воздуха, вследствие чего обычно прибегают к схеме обработки воздуха, предусматривающей частичное подмешивание наружного воздуха (байпас) после оросительной камеры к воздуху, прошедшему через оро-сительную камеру (рис. 8.1б). Согласно этой схеме, в оросительную камеру подается только часть общего количества воздуха, равная L кг/ч. Эта часть воздуха с состоянием Н1 , соответствующим расчетным параметрам наружного воздуха, поступает в оросительную камеру, пройдя ко торую, она приобретает состояние, хара-ктеризуемое точкой О1 (как результат адиабатического процесса) на рис. 8.1в. Другая часть воздуха в количестве Lб (байпасируемый воздух) с состоянием Н1 ,проходит по обводному воздуховоду (байпасу), минуя оросительную камеру, и вступает в смесь с воздухом, выходящим из оросительной камеры в количестве Lор и имеющим состояние, соответствующее точке О1. В результате смешивания воздушно-паровая смесь приобретает состояние П', с которым этот воздух в количестве Lo проходит через вентилятор и затем поступает в воздуховод. В вентиляторе и воздуховоде воздух подогревается на 1 - 1,5 °С, приобретая при этом состояние, характеризуемое точкой П1, с которым он подается в кондиционируемое помещение. В результате поступления в этот воздух тепла о влаги, в поме щении ус-танавливается заданное состояние внутреннего воздуха(точка В1 ). С этим состоянием воздух извлекается вытяжной системой вентиляции. Проводят далее построение этого процесса обработки воздуха на «i, d» - диаграмме. Попрежнему исходными данными являются заданные расчет-ные параметры наружного и внутреннего воздуха, а также величина углового коэффициента луча процесса в помещении. Построение процесса начинают с нанесения на «i, d» - диаграмму (рис. 8.1в вариант 2) точки Н1, имеющей параметры наружного воздуха. Затем через точку Н1 проводится луч адиабатического процесса испарения (ув  0) до пересечения с кривой  = 95 % в точке О1, параметры которой определяют состояние воздуха, покидающего оросительную камеру. Далее на «i, d» - диаграмму по заданным параметрам внутреннего воздуха наносят точку В1 (в этом случае значение  в в принимается вполне определенным). От точки В1 вниз па линии dB = cоnst в масштабе температур отклады-вают отрезок В1В', соответствующий 1 - 1,5 °С, в результате чего получают точку В', через которую проводят луч процесса в помещении с угловым ко-эффициентом п. Точка П' пересечения луча с линией Н1О1 определяет состо-яние смеси воздуха, поступающего в вентилятор. Через тачку П' проводится линия dп1 = cоnst, на которой в масштабе температур откладывается отрезок П'П1 , соответствующий 1 - 1,5 °С. Таким путем определяют положение точки П1, характеризующей со-стояние приточного воздуха. Далее точку П1 соединяют прямой с точкой В1. Прямая П1 В1 является лучом процесса изменения состояния воздуха в поме-щении. На этом построение процесса заканчивается. Так как в результате произведенного построения определились параметры приточного воздуха, то его количество легко мажет быть найдено по формуле (8.1), т. е. Lо  Wп 103 . (d в  d п ) (8.1) Для того, чтобы определить количество воздуха, пропускаемого через оросительную камеру и байпас, пользуются пропорцией Lо L  'б , Н1О 1 П О 1 откуда (8.2) 62 Lб  П' О1 . Н1О 1 (8.3) Количество воздуха, проходящего через оросительную камеру, будет равно: Lок  Lо  Lб . (8.4) В соответствии с построенной схемой обработки воздуха количество влаги, подлежащей испарению для увлажнения воздуха, составляет: W  Lок (dо  dн )  10 3 . (8.5) В тех случаях, когда в помещениях преобладает выделение явного тепла при незначительных выделениях влаги, а параметры воздуха внутри помещений выше параметров наружного воздуха, рассмотренный выше способ использования адиабатического про цесса применяется довольно часто. Вместе с тем следует заметить, что это справедливо в основном для тех районов, которые обла дают сухим и жарким климатом. Практическое ис-пользование адиабатического процесса для районов, обладающих высокими значениями относительной влажности и температур наружного воздуха, не всегда представляется возможным. Рассмотренный способ обработки воздуха невозможно использовать также тогда, когда заданные тепло- и влагосодержание приточного воздуха ниже соответствующих параметров наружного воз духа. В таких случаях необходимо производить его охлаждение и осушение. Лекция 9 Тема: Расчеты СКВ, использующие систему холодоснабжения Расчеты систем кондиционирования воздуха проводят в определенной последовательности. 1. Определяют нормированные параметры воздуха в помещении т о т х о – температуру воздуха и относительную влажность х соответственно для теп-лого tв , С,  в , % и холодного tв , С,  в , % периодов года. 2. Находят нормированные параметры воздуха для той климатической зоны, где расположено проектируемое помещение – температуру воздуха, энтальпию и скорость ветра соответственно для теплого tнт, оС, iнт, кДж/кг, нт, м/с и холодного tнх , оС, iнх, кДж/кг, нх, м/с периодов года. 3. Разрабатывают расчетную схему системы кондиционирования возду-ха, за тем по движению обрабатываемого воздуха наносят точки состояния воздуха на схему (см. рис. 9.1). Рис. 9.1. Расчетная схема полной СКВ.1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера; 5 – рециркуляционный воздуховод; 6 – воздуховод-байпас; 63 I калор. – воздухоподогреватель первого подогрева воздуха; II калор. – воздухоподогреватель второго подогрева (доводочный калорифер); ок – камера орошения. На расчетной схеме, рис. 9.1, буквами показаны параметры воздуха по ходу его движения через кондиционер 3 в помещение 1. Здесь «Н» - пара-метры воздуха на входе в кондиционер [tн, оС, iн, кДж/кг,  в, %, d н, г/кг], «Р» -параметры воздуха на выходе из воздуховода рециркуляцион-ного воздуха [tв’, оС, iв’, кДж/кг,  в’, %, dв’, г/кг], «С» - параметры воздуха после смешения наружного воздуха с рециркулируемым из помещения, «К» - параметры воздуха после нагрева его в воздухоподогревателе перво-го подогрева (вклю-чается только только в холодный период года) [tк, оС, iк, кДж/кг,  к, %, dк , г/кг], «О» - параметры воздуха после тепловлажностной обработки в камере орошения или воздухоохладителя [tо, оС, iо , кДж/кг,  о, %, dо, г/кг], «С’» - параметры воздуха после смешения воздуха после тепловлажностной обра-ботки в камере орошения или воздухоохладителя и воздуха из байпасного воздуховода с параметрами «Р» [tс’, оС, iс’, кДж/кг, с’, %, dс’, г/кг], «Р» - параметры воздуха на выходе из воздуховода-байпаса [tв’, оС, iв’, кДж/кг,  в’, %, dв’, г/кг], «П» - параметры воздуха на входе в помещение (только в теплый период года) [tп, оС, iп, кДж/кг,  п, %, d п, г/кг], «П’» - параметры воздуха после нагрева его в воздухоподогревателе второго подогрева (доводочном калорифере) [tп’, оС, iп’, кДж/кг,  п’, %, dп’, г/кг], «В» - параметры воздуха внутри помещения [tв, оС, iв, кДж/кг,  в, %, dв, г/кг]. Работает полная схема СКВ, представленная на рис. 9.1, следующим образом. Наружный воздух с параметрами «Н» и расходом Lн, кг/с, смеши-вается в специальной камере с рециркуляционным воздухом (параметры «Р» и расходом Lр ), в результате приобретает параметры «С» и в холодный период года подается в воздухоподогреватель первого подогрева (в теплый период года он выключен). После воздухоподогревателя первого подогрева воздух приобретает параметры «К» и попадает в камеру орошения, в которой подвергается тепловлажностной обработке и на выходе из нее приобретает параметры «О». Далее происходит смешение двух потоков воздуха, один из которых имеет параметры «О», другой – параметры «Б» с расходом Lб. В результате формируется поток воздуха с параметрами «С’», который попа-дает в воздухоподогреватель второго подогрева и приобретает параметры «П». Проходя через воздуховод, расположенный вне помещения, в теплый период года воздух нагревается и приобретает параметры «П’» и подаетс я в помещение, где смешивается с воздухом внутри помещения и, либо воспол-няя дефицит теплоты и влаги, либо ликвидируя избыток теплоты и влаги в помещении, поддерживает параметры воздуха «В». 4. Производят графо-аналитический расчет СКВ с использованием «i, d» - диаграммы с целью нахождения: для теплого периода - года потребного расхода воздуха, Gв, кг/с (Lв, м3/ч), теплопроизводительности воздухоподо-гревателя второго подогрева Q2 т, кДж/кг, потребной холодопроизводи-тельности камеры орошения (или поверхностного воздухоохла-дителя) Qок, кДж/кг, расходы рециркуляционного Gр, кг/с и байпасного Gб, кг/с воздуха; для холодного периода года при известном из расчетов в теплый период года суммарном расходе воздуха теплопроизводительности воздухоподогрева-телей первого Q1х, кДж/кг и второго подогрева Q2х, кДж/кг, расход воды из камеры орошения на увлажнение воздуха Wор, кг/с. 5. На основании проведенных расчетов и полученных данных произво-дят выбор типа серийного кондиционера и комплектующего к нему (воздухоподогревателей, камеры орошения (воздухоохладителя), вспомо-гательного оборудования) оборудования. Так как номенклатурный ряд кондиционеров и основного оборудования к ним не всегда удовлетворяет рассчитанным параметрам, то выбирают из таблиц ближайший к рассчи-танному с некоторым превышением параметров. 6. Производят поверочные тепловые и гидравлические расчеты выбран-ных воздухоподогревателей, камеры орошения (при этом определяют величину температуры воды tвод. ок, оС, подаваемой в камеру орошения). 7. Если есть необходимость, производят гидравлический расчет сети воздуховодов в помещении с целью установления правильности выбора параметров выбранного вентилятора у кондиционера. Расчет процессов обработки воздуха в центральных СКВ Для охлаждения и осушения воздуха необходимо, чтобы температура разбрызгиваемой воды была ниже температуры точки росы обрабатыва-емого воздуха. В отдельных случаях возможно использование адиабатичес-кого процесса испарения воды в оросительной камере. Схемы обработки воздуха при охлаждении и осушении в зави симости от конкpeтныx условий могут быть как прямоточные, так и с применением рециркуляции. Прямоточные схемы обычно при меняют в тех случаях, когда по условииям запыленности или загазованности использовать рециркуляци-онный воздух не допускается и кондиционеры ра6отают только на наружном воздухе. Применять рециркуляцию в летнее время экономически целесообразно вследствие того, что тепло- и влагосодержание рециркуляционного воздуха ниже, чем у наружного воздуха. Поэтому сокращается расход холода для обработки воздуха. Наружный воздух забирается в количестве, соответству-ющем требованиям санитарных норм. Таким образом, если нет указанных выше причин, по которым исполъзование рециркуляционного воздуха не допускается, следует отдавать предпочтение схемам обработки воздуха с рециркуляцией. При построении процессов на «i, d» - диаграмме задаются допустимой (рабочей) разностью температур tр приточного воздуха и воздуха в помеще-нии. Рабочую разность температур выбирают исходя из принятого способа распределения воздуха, а также в 64 зависимости от высоты помещения. Для торговых залов предприятий общественного питания tр = 4  10 оС. Для производственных помещений при подаче воздуха в рабочую зону tр = 6  9 оС, а при подаче воздуха под потолком допустимая разность температур может быть увеличена до 12 – 14 оС (меньшие значения соответствуют помещениям высотой до 3 м). Схема обработки воздуха в прямоточной СКВ в теплый период года. Исходными данными для построения процесса кондиционирова ния воздуха на «i, d» - диаграмме обычно являются расчетные параметры наруж-ного воздуха в летнее время tн С и  н %, заданные параметры внутреннего воздуха tв С и  в % и величина углового коэффициента луча процесса в помещении п кДж/кг, вычисленная на основании известных количеств тепла и влаги, выделяющихся в помещении. На рис. 9.2. изображена принципиальная расчетная cxемa устройства прямоточной системы кондиционирования воздуха. Согласно этой схеме, наружный воздух в количестве Lо , кг/с поступает в оросительную камеру, в которой разбрызгивается охлажденная вода, имеющая температуру ниже температуры точки росы. При контакте воздуха с капельками воды он охлаждается и осушается, приобретая в конце оросительной камеры заданное влагосодержание при насыщении, обычно равном   95 %. Так как при этом температура возду-ха становится ниже необходимой температуры приточного воздуха, то для доведения да указанной температуры воздух после оросительной камеры направляется в калорифер второго подогрева, в котором он .нагревается до заданной температуры выхода из кондиционера. Эту температуру обычно принимают на 1 - 1,5 С ниже необходимой температуры приточного возду-ха. Последнее объясняется тем, что обработанный воздух по пути из кон-диционера в помещение нагревается за счет превращения механической энергии в тепловую в вентиляторе и теплопередачи через стенки воздухово-да, проходящего в помещениях, имеющих температуру более высокую, не-жели температура приточного воздуха, перемещающегося по воздуховоду. Рис. 9.2. Расчетная схема прямоточной СКВ.1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера. На рис. 9.3 дан пример построения рассматриваемого процесса на «i, d» -диаграмме. Через точку В, соответствующую заданному состоянию воздуха в помещении, проведен луч процесса в помещении ВП да пересечения с изо-термой принятой температуры приточного воздуха tп С. Далее определяют количество вентиляционного воздуха, который при данной схеме обработки целиком забирается снаружи кг/с: Lн = Lо= Wп  103 , dп - d н (9.1) 65 где Wп – выделение влаги в помещении (получают в результате расчета теплового баланса), кг/с; dп и dн – соответственно влагосодержание приточного и наружного воздуха, г/кг сух. возд. Через точку П проводят луч подогрева воздуха в калорифере второго подогрева до пересечения с кривой  = 95 % в точке О, параметры которой соответствуют его состоянию на выходе из оросительной камеры. Через точку Н, соответствующу ю состоянию наружного воздуха, и точку О прово-дится прямая, которая является лучам процесса изменения состояния воздуха в оросительной камере. На этом построение указанного процесса на «i, d» - диаграмме заканчивают. Рис. 9.3 Процессы в прямоточной СКВ Согласно описанному построению, охлаждающая мощность камеры будет равна, кВт: Qок = Lо(iн - iо), (9.2) где iн и iо – соответственно энтальпии наружного воздуха и воздуха за оросительной камерой, кДж/кг. Расход теплоты в калорифере второго подогрева, кВт Q2 = Lо(iп’ - iо). (9.3) Изотерма точки П’, как было указано выше, на 1 - 1,5 С ниже приня-той температуры приточного воздуха tп С. Повышение теплосодержания воздуха от iп' до iп (кДж/кг) происходит за счет поступления теплоты по пути движения воздуха от кондиционера до обслуживаемого помещения. Схема обработки воздуха в СКВ с рециркуляцией воздуха в теплый период года На рис. 9.4 изображена принципиальная схема устройства кондицио -нирования воздуха с рециркуляцией. В соответствии с требованиями сани-тарных норм с наружи забирается воздух в количестве Lн кг/с. Перед оро-сительной камерой к наружному воздуху подмешивается рециркуляционный воздух в количестве Lp кг/с. После смешивания воздух в количестве Lo поступает в оросительную камеру, в которой он охлаждается и осушается, и затем подогревается в кало-рифере второго подогрева до заданной температуры выхода воздуха из кондиционера. При своем движении обработанный воздух, так же как и в предыдущем случае, повышает свою температуру на 1 - 1,5 С. В результате этого он приобретает заданную температуру приточного воздуха, при кото-рой он поступает в кондиционируемое помещение. 66 Из кондиционируемого помещения часть воздуха в количестве Lp заби-рается на рециркуляцию, а другая часть удаляется с помощью вытяжной системы вентиляции и через не плотности ограждений за счет подпора, обычно создаваемого в кондиционируемых помещениях. Поскольку температура внутри кондиционируемого помещения обыч-но ниже температуры помещений, по которым проходит канал рециркуляци-онного воздуха, то рециркуляционный воздух повыша ет свою температуру за счет теплопередачи, происходящей через стенки канала. Поэтому темпера-тура рециркуляционного воздуха, поступающего в смесительную камеру кондиционера, ,соответственно принимается на 0,5 - 4 С выше, чем темпера-тура воздуха кондиционируемого помещения. Рис. 9.4. Расчетная схема СКВ с использованием рециркуляции воздуха.1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера; 5 – рециркуляционный воздуховод. Построение процесса следует начинать с нанесения на «i, d» - диаграм-му (рис. 9.5) точки В, соответствующей параметрам внутреннего воздуха, через которую проводится луч процесса в поме щении до пересечения с изо-термой заданной температуры приточного воздуха. Определив таким путем параметры приточного воздуха, находим количество вентиляционного воз-духа, кг/с: Lо= Wп  10 3 . dв - d н (9.4) Через точку П проводят луч подогрева ( = + ) до пересечения с кривой  = 95 % (точка О). Параметры тачки О соответствуют состоянию воздуха, покидающего оросительную камеру. Далее наносят точку Н, соответствующую состоянию наружного воздуха, и точку В’, соответствую-щую состоянию рециркуляционного воздуха перед входам его в камеру смешивания кондиционера. Точки В’ и Н соединяют прямой линией, которая является линией смеси наружного и рециркуляционного воздуха перед оро-сительной камерой. 67 Рис. 9.5. Процессы в СКВ с использованием рециркуляции воздуха. Положение точки С, соответствующей состоянию смеси воздуха, мож-но найти из пропорции Lо В' Н  , Lн В' C (9.5) Откуда В’С = Lн Lо ·В’Н. (9.6) Напомним, что количество наружного воздуха Lн является известным (его количество принимается на основании санитарных норм или требова-ний технологического процесса). Количество рециркуляционного воздуха в этом случае составляет, кг/с: Lp =Lо – Lн. (9.7) Отложив от точки В’ полученную длину отрезка В’С в мм, находят на прямой смеси В’Н положение точки С. Через точки С и О проводят прямую луча процесса охлаждения и осушения воздуха в оросительной камере. Охлаждающая мощность камеры в этом случае будет равна, кВт: Qок = Lo (iс - iо). (9.8) Расход тепла в калорифере второго подогрева, кВт Q2 = Lо (lп’ - Lо). (9.9) Схема обработки воздуха в полной СКВ (с рециркуляцией воздуха и байпасом) в теплый период года Особенность этой схемы обработки воздуха заключается в том, что отпадает необходимость включения в работу калорифера второго подогрева в летний период. Функцию калорифера в этой схеме обработки воздуха выполняет рециркуляционный воздух, подмешиваемый к воздуху, прошедшему через оросительную камеру. В отличие от рециркуляционного воздуха, подмешиваемого к наруж-ному воздуху до оросительной камеры, этот воздух принято называть воз-духом из байпасного воздуховода. Поскольку нет необходимости в калорифере второго подогрева в летнее время, эта схема обработки воздуха имеет некоторые экономические и эксплуатационные преимущества по сравнению с рассмотренной выше схемой (с рециркуляцией). Однако следует учитывать, что при этой схеме обработки необходимо больше охлаждать воздух, вследствие чего, требуется более низкая температура охлаждающей воды. 68 На рис. 9.6 изображена принципиальная расчетная схема устройства кондиционирования по схеме с рециркуляцией и байпасом. Отличие этой схемы от приведенной на рис. 9.4 заключается в том, что отпадает необхо-димость в использовании калорифера второго подогрева при наличии бай-пасного канала. Не делая подробного описания этой схемы, рассмотрим построение этого процесса на «i, d» - диаграмме. Через точку В (рис. 9.7) , соответствующую параметрам внутреннего, воздуха, проводят луч процесса в помещении до пересечения с изотермой принятой температуры приточного воздуха tп. Затем, по аналогии с преды-дущим, определяют общее количество вентиляционного воздуха Lo. Рис. 9.6. Расчетная схема СКВ с использованием рециркуляции воздуха. 1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера; 5 – рециркуляционный воздуховод; 6 – воздуховод-байпас. Через точки В и П проводят соответственно вверх и вниз вертикаль-ные прямые (d = cоnst) ВВ' и ПП', отражающие нагревание приточного и рециркуляционного воздуха в каналах и вентиляторе. Через точки В' и П' проводят прямую да пересечения с кривой  = 95 % в точке О, соответ-ствующей состоянию воздуха, выходящего из оросительной камеры. Так как точка П', определяющая состояние воздуха, выходящего из кондиционера, лежит на прямой В'О, то, исходя из этого, заключаем, что получить воздух состояния П' можно, смешав воздух состояния В' с воздухом, выходящим из оросительной камеры с состоянием, соответствую-щим тачке О. Количество воздуха из байпасного воздуховода определяют из пропорции Lо ОВ' .  Lб ОП' (9.10) Так как Lo было определено ранее, а длины отрезков можно принять на основании произведенного построения, то единственной неизвестной вели-чиной в этой пропорции является количество воздуха из байпасного возду-ховода Lб кг/с: 69 Рис. 9.7. Процессы в полной СКВ (с использованием рециркуляции воздуха и байпаса). Lб = Lo ОП' , ОВ' (9.11) Количество воздуха, проходящего через оросительную камеру, будет равно: Loк = Lo - Lб. (9.12) Как обычно, количество наружного воздуха Lн бывает заранее задан-ным. Поэтому, зная количество воздуха, проходящего через дождевое про-странство и представляющего собой сумму количества наружного воздуха и рециркуляциионного воздуха, нетрудно определить величину последнего Lр = Loк - Lн. (9.13) Далее наносят точку Н, соответствующую состоянию наружного воздуха, и проводят прямую В’Н, являющуюся прямой смеси рециркуляци-онного воздуха с наружным воздухом. Положение точки С, характеризую-щей состояние воздуха перед оросительной камерой, находят на основании пропорции Lок L  н . В' Н В' С (9.14.) Lн Lок (9.15) Отсюда В’С = В’Н мм. Отложив от точки В' длину отрезка В’С в мм, находят положение точки смеси С на прямой В'Н. Проведя через точки С и О прямую, получают луч процесса охлаждения и осушения в оросительной камере. Охлаждающая мощность камеры будет равна, кВт: Qок = Lок(iс - iо). (9.16) Однако, несмотря на указанные выше преимущества рассмотренной схемы обработки воздуха, практически ее применить не всегда возможно. Эта схема не может быть использована в том случае, когда значение углового коэффициента луча процесса в помещении таково, при котором направление линии В'П' не пересекается с кривой  = 95 % или пересекается в области отрицательных значений температур. В последнем случае использовать воду в качестве охлаждающей жидкости физически не представляется возможным. 70 Лекция 10 Продолжение темы: Расчеты СКВ, использующие систему холодоснабжения Схема обработки воздуха в прямоточной СКВ в холодный период года На рис. 10.1 изображена прямоточная схема устройства кондициони-рования воздуха в зимнее время. Наружный воздух в количестве Lo поступает в калориферы первого подогрева, в которых он подогревается до той темпе-ратуры, при которой его теплосодержание будет соответствовать расчетному теплосодержанию адиабатического процесса увлажнения. Затем воздух поступает в оросительную камеру, где происходит адиабатический процесс увлажнения, в результате которого воздух получает заданное влагосодер-жание приточного воздуха при относительной влажности   95 % . Рис. 10.1. Расчетная схема прямоточной СКВ. 1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера. Поскольку при адиабатическом процессе испарения температура воздуха на выходе из оросительной камеры достаточно близка к температуре мокрого термометра, которая обычно ниже заданной температуры приточ-ного воздуха, то для доведения его температуры до заданной он подвергается дополнительному нагреву в калорифере второго подогрева. Исходными данными для построения процесса на «i, d» - диаграмме (см. рис. 10.2) являютс расчетные параметры наружного воздуха в зимнее время tн и i н, параметры внутреннего воздуха tв и  в, значение углового коэф-фициента луча процесса в помещении п и количество вентиляционного воз-духа Lo, полученное на основании расчета летнего режима. На «i, d» - диа-граммму наносят точку В, соответствующую состоянию внутреннего воз-духа, через которую проводят луч процесса. 71 Рис. 10.2. Процессы в прямоточной СКВ. Для определения состояния приточного воздуха необходимо найти величину d г/кг с.в.: d = Wп  103 , Lо (10.1) где Wп – количество влаги, выделяющееся в помещении, кг/с. Зная d нетрудно определить и величину влагосодержания приточного воздуха г/кг с.в.: dп = dв - d. (10.2) Проведя линию d п = сопst до пересечения ее с лучом процесса в помещении, получают точку пересечения П, параметры которой определяют искомое состояние приточного воздуха при условии сохранения в зимний период количетва вентиляционного воздуха, определенного расчетом летнего режима. Пересечение линии dп = const с кривой  = 95 % определяет точку О, параметры которой соответствуют состоянию воздуха, покидающего ороси-тельную камеру. Затем, проведя через точку О линию адиабаты iо = const, а через точку Н, соответствующую состоянию наружного воздуха, линию луча процесса нагревания воздуха в калорифере первого подогрева, получают точку К пересечения этих линий, параметры которой определяют состояние воздуха перед оросительной камерой. На этом построение рассматриваемого процесса на «i, d» - диаграмме заканчивается. Следует заметить, что здесь в отличие от построения процесса летнего режима попутное нагревание воздуха в каналах не учитывают вследствие незначительной разности температур в каналах и в помещениях, где они проложены. На основании сделанного построения можно определить необходимые данные для расчета и подбора калориферов, а также и количество испарив-шейся воды. Расход теплоты в калорифере первого подогрева составляет, кВт: Q1 = Lo (iк – iн). (10.3) Расход теплоты в калорифере второго подогрева будет равен, кВт : Q2 = Lо (iн – iо). (10.4) Количество испарившейся воды равно, кг/с: Wок = Lо (dо – dн) 10-3. (10.5) 72 Схема обработки воздуха в СКВ с рециркуляцией в холодный период года На рис. 10.3 изображены варианты схем устройств кондиционирова-ния воздуха с рециркуляцией. Особенностью первого варианта (рис. 10.3а) является подмешивание рециркуляционного воздуха перед калорифером первого подогрева. Рис. 10.3. Расчетная схема СКВ с использованием рециркуляции воздуха.1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера; 5 – рециркуляционный воздуховод. Во втором варианте (рис. 10.3б) подмешивание производится после калорифера первого подогрева. Из рассмотрения схемы видно, что к наружному воздуху перед калорифером первого подогрева подмешивается рециркуляционный воздух, после чего смесь воздуха проходит через кало-рифер первого подогрева, где она подогревается до необходимого тепло-содержания воздуха в оросительной камере. Затем, смесь поступает в камеру орошения, в которой в результате адиабатического процесса увлажнения она приобретает заданное влагосодержание приточного воздуха при насыщении   95%. Из оросительной камеры воздух подается в калорифер второго подогрева, где нагревается до заданной температуры приточного воздуха, с которой он и поступает в помещение. Построение этого процесса на «i, d» -диаграмме (рис. 10.4а) начинают с нанесения на нее точки В, соответствующей заданному состоянию внутреннего воздуха, через которую проводится луч процесса в помещении. 73 Рис. 10.4. Процессы в СКВ с использованием рециркуляции воздуха. Далее определяется ассимилирующая способность приточного возду-ха по влаге d = Wп  103 . Lо (10.6) где Lo - количество вентиляционного воздуха, определенное расчетом летне-го режима, кг/с. Следовательно, влагосодержание приточного воздуха должно быть равно, г/кг с.в. : dп = dв - d. (10.7) Пересечение луча процесса в помещении с линией dп = сопst определяет точку П, соответствующую состоянию приточного воздуха. Через точку П проводят луч процесса нагревания воздуха в калорифе-ре второго подогрева до пересечения с кривой  = 95 %. Это пересечение определяет положение точки О, характеризующей состояние воздуха, поки-дающего оросительную камеру. Далее наносят точку Н, соответствующую состоянию наружного воздуха, и проводят прямую смеси ВН. Положение точки е смеси на этой прямой может быть найдено на основании пропорции Lо Lн ,  НВ ВС (10.8) где Lн - необходимое количество наружного воздуха в соответствии с требо-ваниями санитарныx норм или технологического процесса, кг/с. Отсюда ВС  Lн НВ . Lо (10.9) Откладывая от точки В отрезок ВС, находят на прямой смеси положе-ние точки С, параметры которой определяют состояние смеси воздуха, посту-пающего в калорифер первого, подогрева. Проведя через точку С луч процесса нагревания воздуха в калорифере первого подогрева до пересечения с адиабатой iо, получают точку К, характе-ризующую состояние воздуха перед оросительной камерой. В соответствии с произведенным построением расход теплоты в кало-рифере первого подогрева составляет, кВт: Q1 = Lo (iк – iс ). (10.10) Расход теплоты в калорифере второго подогрева, кВт: Q2 = Lо (iп – iо). Количество испаряющейся воды равно, кг/с: (10.11) 74 Wок = Lо (dо – dс ) 10-3. (10.12) Второй вариант схемы. Если рециркуляционный воздух содержит волокнистую пыль, которая может отлагаться на поверхности калорифера, а также в том случае, когда в процессе смешивания происходит выпадение влаги из воздуха (если точка смеси оказывается за пределами пограничной кривой,  = 100 %), то применять рассмотренную выше схему обработки воздуха не рекомендуется. В этом случае следует принимать второй вари-ант схемы обработки воздуха. Изображенная на рис. 10.3б принципиальная схема рассматриваемого случая кондиционирования воздуха отличается от предыдущей лишь тем, что наружный воздух перед вступлением в смесь с рециркуляционным подвергают предварительному нагреванию в калорифере первого подогре-ва. В остальной части эта схема полностью повторяет предыдущую. Ниже рассмотрено построение этого процесса на «i, d» -диаграмме (рис. 10.4б). Аналогично предыдущему определяют положение точек П' и О и наносят луч адиабатического процесса в оросительной кaмеpe. Далее для построения условно принимают, что смешивание воз духа производят до калорифера первого подогрева и, так же как и в предыдущем случае, находят условную точку смеси С', а затем точку С, характеризующую состояние воздуха перед оросительной камерой (которая в предыдущем слу-чае обозначалась буквой К). Таким образом, где бы ни производилось подмешивание рециркуляционноro воздуха (до или после калорифера первого подогрева), состояние смеси воздуха перед оросительной камерой остается неизменным (точка К на рис. 10.4а и точка С на рис. 10.4б). Для определения состояния наружного воздуха после калорифера первого подогрева производят следующие дополнительные построения: через точку Н, соответствующую состоянию наружного воздуха, проводят луч нагревания его в калорифере первого подогрева, а через точки В и С - прямую до пересечения с указанным выше лучом в точке К. Линия КВ в данном случае будет линией смеси наружного воздуха, нагретого в калорифере первого подогрева, и рециркуляционного воздуха. Теперь остается только доказать, что точка С делит линию смеси КВ на отрезки, пропорциональные количествам наружного и рециркуляционного воздуха, вступающим в смесь. Последнее легко сделать, если рассмотреть подобие треугольников НКВ и С'СВ, откуда следует, что НВ КВ Lо   C' В СВ Lн . (10.13) В соответствии с произведенным построением pacxод теплоты в ка-лорифере первого подогрева составляет, кВт Q1 = Lo (iк – iн), (10.14) расход теплоты в калорифере второго подогрева, кВт: Q2 = Lо (iн – iо), (10.15) количество воды, испарившейся в оросительной камере, кг/с: Wок = Lо (dо – dс ) 10-3. (10.16) Схема обработки воздуха в полной СКВ (с рециркуляцией воздуха и байпасом) в холодный период года Эту схему обработки воздуха применяют только в том случае, когда в летний период используется схема обработки того же наи менования. Послед-нее объясняется более простым решением системы автоматического регули-рования кондиционирующей установки. На рис. 10.5 приведена принципиальная схема кондиционирова ния воздуха в зимнее время с рециркуляцией и байпасом воздуха помещения. Наружный воздух в количестве L H поступает в калорифер первого подогрева, в котором нагре вается до определенной тeмпературы. После этого он смешивается с воздухом из воздуховода рециркуляции в ко личестве Lp. Смесь поступает в оросительную камеру, где она адиабатически увлажняется до определенного предела (при   95%) и затем смешивается с воздухом из байпасного воздуховода в количестве Lб. Далее смесь проходит через калорифер второго подогрева, где нагревается до заданной температуры приточ-ного воздуха. 75 Рис. 10.5. Расчетная схема СКВ с использованием рециркуляции воздуха.1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера; 5 – рециркуляционный воздуховод. На рис. 10.6 приведено построение рассматриваемого процесса на «i, d» -диаграмме. Это построение производят следующим образом. Наносят точку В, соответствующую состоянию внутреннего воздуха, через которую проводят луч процесса в помещении. Затем определяют ассимилирующую способ-ность приточного воздуха по влаге d = Wп  103 . Lо (10.17) Далее определяют влагосодержание приточного воздуха, г/кг с.в. dп = dв - d. (10.18) Положение точки П (характеризующей состояние приточного воздуха) находят на пересечении луча процесса в помещении с линией dп = const. Линия ВО, нанесенная на этом рисунке, изображает линию смеси воздуха, прошедшего оросительную камеру, и воздуха из байпасного воздуховода. 76 Рис. 10.6. Процессы в полной СКВ (с использованием рециркуляции воздуха и байпаса). Так как состояние воздуха, поступающего в калорифер второго подогрева определяется состоянием указанной смеси воздуха, то точка смеси С' должна лежать на этой прямой в месте пересечения ее с лучом нагревания (в калориферe второго подогрева), проведенном через точку П. Следует заметить, что положение точки О нужно выбрать так, чтобы точка С' делила прямую ОЕ на отрезки, обратно пропорциональные коли-честву байпасного воздуха и количеству воздуха, прошедшего через оросительную камеру. Для того чтобы найти такое положение точки О, рассматривают подобие двух треугольников: ОВn и С'Вr. Из их подобия можно написать: ОВ Оn Lо   С' В С' r Lок . (10.19) Так как согласно произведенному расчету летнего режима Lo , Lок, Lp и Lн известны, то, обозначив отношение Lо/Lок = а и выразив отрезки Оп и С'r через разности влагосодержаний, выражение (10.35) можно переписать в следующем виде: ОВ dв  d о   а. СВ dв  dп (10.20) В выражении (4.36) единственной неизвестной является искомая величина do (влагосодержание воздуха, покидающего оросительную камеру). Решив это выражение относительно do, получат: dо = dв - а(dв - dп). (10.21) Определив значение do и зная, что воздух покидает оросительную ка-меру при  = 95 %, положение точки О можно найти на основании этих двух известных параметров (do и ). Через точку О проводят луч адиабатического процесса увлажнения, а через точку Н - луч нагревания наружного воздуха в калорифере первого по-догрева. Линия смеси нагретого наружного воз духа должна проходить через точку В и пересекать как луч адиабатического про-цесса увлажнения (точка С), с рециркуляционным так и луч нагревания наружного воздуха (точка К). При этом положение линии, проведенной через точку В, должно быть таково, чтобы точка С делила прямую КВ на отрезки, обратно пропорцио-нальные количествам наружного воздуха и воздуха рециркуляции. Рассмотрим подобные треугольники КВт и 77 CВl. Из их подобия следует: КВ Кm Lок   СВ Сl Lн . (10.22) Обозначив отношение Lок/Lн через b и выразив отрезки Кт и Сl через разности влагосодержаний, получают: КВ dв  d о  b. СВ dв  d с (10.23) В выражении (9.39) единственным неизвестным является искомая ве-личина dc. Решив уравнение относительно величины dc , получают: d с  dв  dв  dн . b (10.24) Для определения положения точки С, характеризующей состояние смеси воздуха перед оросительной камерой, на поле диаграммы проводят линию dc = const до пересечения с адиабатой, проведенной через точку О. Затем, проведя прямую через точки В и С и продолжив ее до пересечения с лучом нагревания воздуха в калорифере первого подогрева, получают точку К, характеризующую состояние наружного воздуха после калорифера перво-го подогрева. На этом построение процесса заканчивается. В соответствии с произведенным построением расход тепла на нагревание наружного воздуха в калорифере первого подогрева составляет, кВт: Q1 = Lн (iк – iн). (10.25) Расход тепла в калорифере второго подогрева, кВт: Q2 = Lо (iп – iс’). (10.26) Количество испаряющейся воды, кг/с: Wок = Lок (dо – dс ) 10-3. (10.27) Особенности обработки воздуха в СКВ с использованием поверхностных воздухоохладителей вместо камер орошения В практике кондициионирования для охлаждения и осушения воздуха широко применяют гладкотрубные и ребристые теплообменные аппараты. Эти аппараты обобщенно называют поверхностными воздухоохладителями. На рисунке 10.7 показаны варианты включения не орошаемого и орошаемого воздухоохладителей в СКВ. Последние могут быть как гладкотрубные, так и ребристые. Наиболее широкое распространение получили ребристые воздухоохладители вследствие их большей компактности. Эти аппараты изготовляют со спираль-нонавитыми ребрами, круглыми насадными ребрами или с пластинчатым оребрением. В последние годы начали выпускать воздухоохладители со спи-ральнонакатными ребрами. Поверхностный воздухоохладитель представляет собой теплообменный аппарат, аналогичный секциям подогрева. В отличие от последних по трубкам поверхностных воздухоохладителей пропускается не теплоноситель, а хладоноситель (холодная вода или рассол), вследствие чего воздух, проходя через такой теплообменный аппарат и соприкасаясь с холодными поверхнос-тями труб и оребрения, охлаждается. Если температура поверхности воз-духоохладителя ниже температуры точки росы, то одновременно с охлажде-нием будет происходить и осушение воздуха. При температуре охлаждающей поверхности выше температуры точки росы воздух будет охлаждаться при постоянном влагосодержании. 78 Рис. 10.7. а) – схема включения не орошаемого воздухоохладителя в СКВ; б) – схема включения в СКВ орошаемого воздухоохладителя. 1 – помещение; 2 – вытяжной вентилятор; 3 – кондиционер; 4 – вентилятор кондиционера. Поддерживать определенную влажность воздуха в помещении с по-мощью таких аппаратов невозможно. Однако совместная установка этих теплообменников с увлажнительной камерой создает возможность круглого-дичного кондиционирования воздуха, обеспечивающего поддержание не только температурных условий, но и заданных значений влажности воздуха. Самостоятельно металлические теплообменные аппараты широко применяют для охлаждения воздуха в различных технологических процессах. Процесс охлаждения и осушения воздуха, происходящий при контакте его с твердой охлаждающей поверхностью, изображается на «i, d» -диаграмме совершенно так же, если бы этой поверхностью являлась поверхность кaпель воды, разбрызгиваемой в оросительной кaмeре. Однако в других случаях имеются некоторые особенности, которые рассматриваются ниже. Допустим, что состояние воздуха до воздухоохладителя определяется точкой В (рис. 10.8), а после - точкой О, т. е. процесс охлаждения должен происходить при dв = const. 79 Рис. 10.8. Особенности изменения состояния воздуха при контакте его с твердыми охлаждающими поверхностями. Тепло, отдаваемое воздухом в воздухоохладителе, воспринимается хладоносителем (холодной водой или рассолом), который вследствие этого нагревается, повышая свою температуру от tк1 до tк2. Расчетная температура поверхности воздухоохладителя в этом случае приближенно равна (tк1 - tк2)/2 = tк.пов., а процесс охлаждения будет изображаться лучом ВКср. В качестве хладоносителя (вместо воды или рассола) так же применяют хладоагент (например, фреон), который испаряется в воздухоохладителе. В этом случае температура поверхности теплообмена в процессе охлаждения сохранится постоянной и равной температуре испарения хладоагента (так как теплообмен при этом происходит только за счет теплоты испарения хладоагента). Если вместо твердой поверхности воздух соприкасается с капельками разбрызгиваемой воды, имеющей среднюю температуру такую же, как и в предыдущем случае, т.е. соответствоват точке К’ ср, то процесс изобразился бы линией ВК’ср, причем при охлаждений воздуха до температуры tо (точка 02) его влагосодержание увеличится на величину (d02 - d B), т. е. процесс охлаждения будет сопровождаться увлажнением. Когда температура охлаждающей поверхности будет ниже темпера-туры точки росы tР например t К то процесс охлаждения начнет сопровож-даться осушением воздуха, а прямая ВК явится лучом этого процесса. Влага из воздуха станет выпадать даже в том случае, если конечная температура охлаждаемого воздуха будет выше температуры точки росы (например, если бы конечное состояние воздуха определялось точкой О1). Количество выпавшего конденсата для точки О 1 будет равно (d В - dО1). Последнее объясняется тем, что около охлаждающей поверхности образуется температурное поле, причем температура воздуха в пограничном слое у поверхности весьма близка к температуре охлаждающей поверхности (tк), при которой из этого слоя воздуха выпадает конденсат. С удалением от поверхности охлаждения температура воздуха будет расти (по закону кривой). В последние годы в разработаны конструкции кондиционеров, исполь-зующих поверхностные орошаемые воздухоохладители. Такие аппараты являются комбинацией из обычных поверхностных воздухоохладителей и укороченной камеры орошения, в которой разбрызгивается рециркулируемая вода (рис. 10.8б). Орошаемые поверхностные воздухоохладители обеспечивают возмож-ность охлаждения воздуха при одновременной осушке его, а в зимний период – увлажнение воздуха. Такие аппараты изготовляют со стальными и алюминиевыми оребренными трубками, число рядов которых по ходу воздуха может составлять от 2 до 11. Орошают воздухоохладители с по-мощью форсунок с диаметром выходного отверстия 4 - 5 мм при давлении воды около 0,15 МПа. По сравнению с не орошаемыми поверхностные орошаемые воздухо-охладители при небольшом количестве распыляемой воды могут очищать воздух от пыли и в некоторых случаях удалять из воздуха неприятные за-пахи. Кроме того, орошение 80 способствует интенсификации процесса тепло и влагообмена. При весовой скорости воздуха в сечении укороченной форсуночной камеры  = 6 кг/(м2 ·сек) во избежание уноса капель за воздухоохладителем устанавливается пластинчатый сепаратор. Скорость движения воды в трубках принимают в пределах от 0,5 до 1,5 м/c. Для сбора распыляемой воды эти аппараты снабжены поддоном. Количество разбрызгиваемой воды принимают в пределах от 0,7 до 1,0 л. на 1 кг проходящего воздуха через воздухоохладитель. Процессы на «i, d» - диаграмме строятся практически таким же образом, как и для СКВ с использованием оросительной камеры. Вместе с тем, исходя из опыта эксплуатации кондиционеров с воздухоохладителями, выработаны некоторые рекомендац ии для проведения графо-аналитических расчетов (см. рис. 10.9). Для примера на рисунке приведены процессы обработки воздуха для прямоточной СКВ, но точно так же могут быть построены процессы обработки воздуха для СКВ с использованием рециркуляционного и байпасного воздуховодов. В расчетах принимают: при противоточно-перекрестных воздухоохла-дителях tтк = tр.о.в. – (0,7 ÷ 1,5) С; при перекрестных воздухоохладителях t тк = tр.о.в. – (2 ÷ 3) С. Перепад температуры хладоносителя в воздухоохладителях обычно принимают равным tт = 2 ÷ 3 С, т. е. tтн = tтк – (2 ÷ 3) С. Рис. 10.9. Процессы в прямоточной СКВ с воздухоохладителем. tов и dов – температура и влагосодержание воздуха за воздухоохладителем; tтк и tтн – температура хладоносителя, если это вода или солевой раствор, или хладоагента, если используется фреон, на выходе и на входе воздухо-охладителя; tр.о.в. – температура точки росы воздуха на выходе из воздухо-охладителя. В холодный период года воздухоохладитель используется в качестве калорифера первого подогрева в сочетании с укороченной секцией орошения. Если секции орошения воздухоохладителя нет (вариант сухого охлаждения воздуха), в холодный период года кондиционер работает в режиме калори-фера. Выбор схемы СКВ и центрального кондиционера По результатам графоаналитических расчетов выбирают наиболее энергетически экономичную схему СКВ. Затем выбирают центральный кондиционер. В СНиПе предписано выбирать не менее двух кондиционеров с тем, чтобы каждый из них обеспечивал нагрузку не менее L0/2, м3/ч. Можно использовать один кондиционер, но при этом ставится резервный производительностью не менее L0/2, м /ч. 3 вентилятор 81 Таким образом, на каждый кондиционер ложится расход воздуха LК= =L0/nK, м3/ч, где n K – число кондиционеров. Рассматривают возможное место установки кондиционеров и холодильного оборудования . Лекция 11 Тема: Основные элементы центральных кондиционеров типа КТ и их расчет. Центральные кондиционеры В качестве центральных кондиционеров промышленного назначения в основном используются изготовляемые Харьковским машиностроительным заводом типа КТЦ 3 (К - кондиционер, Т - типовой, Ц - центральный, 3 - третья модернизация конструкции) и последнее время наряду с ними конди-ционеры Домодедовского завода «ДоКОН». Как пример, рассмотрим конди-ционерй типа КТЦ. Кондиционер рассчитан на номинальную подачу по воздуху 10; 20; 31,5; 40; 6,3; 80; 125; 160; 200 и 250 тыс. м 3/ч. В соответствии с этим они обозначаются КТЦ 3-10, КТЦ 3-20 и т.д. Максимальная подача по воздуху указанных кондиционеров равняется 12,5; 25; 40; 50; 80; 100; 150; 200; 250 и 315 тыс. м 3/ч соответственно. Оборудование обычно располагается в корпусе центральных кондицио-неров, которые собираются из типовых секций и камер металлических или железобетонных. Типовые секции собираются из базовых секций с размера-ми: шириной 1655 м, высотой 2000 или 2500 мм. Пропускная способность каждой базовой секции составляет соответственно 30 и 40 тыс. м 3/ч. Компо-новки базовых секций в типовые секции с различной пропускной способ-ностью по воздуху представлены на рис. 11.1. Так как кондиционер работает в разные периоды года в разных режи-мах, то подлежат рассмотрению два периода года - теплый и холодный. Переход от теплого периода к холодному и наоборот происходит при дости-жении температуры наружного воздуха + 8 С. Рис. 11.1 Базовые типовые секции На рис. 11.2. показан общий вид центрального кондиционера типа КТЦ3. 82 Рис. 2.3 1 – приемный утепленный клапан; 2 – промежуточная секция; 3 – сдвоенный клапан с приводом; 4 – секция первого подогрева; 5 – смесительная секция; 6 – камера орошения; 7 – секция фильтров; 8 – секция второго подогрева воздуха; 9 – подставки под секции; 10 – виброаммортизационная рама; 11 – переходная секция к вентилятору; 12 – вентиляторная установка; 13 – клапан вентилятора; 14 – воздуховод в помещение; 15 – воздуховод байпаса; 16 – проходной клапан с приводом; 17 – воздуховод рециркуляции. На рис. 11.3 представлена полная схема кондиционера с рециркуляци-онной и байпасной линиями. В теплый период года воздух, поступающий в обслуживаемые помеще-ния, должен подвергнуться осушению (уменьшению влагосодержания d, г/кг) и охлаждению. В профильном сечении кондиционер представляем собой ряд последовательно соединенных секций. Для того, чтобы разобраться, каким образом работает центральный кондиционер типа КТЦ3, рассмотрим полную конструктивную схему, представленную на рис. 11.3. 83 Рис. 11.3. 1, 8 – жалюзийные решетки; 2 – фильтр; 3 – рециркуляционный воздуховод; 4 – байпасный воздуховод; 5 – воздухоподогреватель первого подогрева; 6 – сетка для выравнивания потока; 7 – камера орошения; 9 – форсунки; 10 – каплеотбойная сетка; 11 – воздухоподогреватель второго подогрева; 12 – вентилятор; 13 – электродвигатель; 14 – поддон с водой; 15 – циркуляционный насос; 17 – шаровой клапан; 18 – сливная горловина. Происходит это следующим образом (рассматривается работа конди-ционера с полностью перекрытыми рециркуляционной и байпасной линиями - в прямоточном режиме). Наружный воздух, проходя через фильтр 2, очищается от пыли и попадает в оросительную камеру 7. В летнее время воздухоподогреватель 5 отключен. В оросительной камере воздух встречается с мелко распыленной форсунками 9 охлажденной водой. Происходит тепломассообмен воздуха с капельками воды имеющих температуру меньше температуры точки росы воздуха во входе в оросительную камеру Влажность воздуха на выходе из оросительной камеры (обычно она лежит в пределах 92 – 97 %). Требуемая (расчетная) температура воды в капельках автоматически поддерживается подмешиванием к подаваемой охлажденной воде рециркуляционной из поддона изменением положения рабочего органа трехходового крана 15. Распыление воды форсунками 9 обеспечивается подачей насоса 16. Капельки воды отделяются от потока воздуха на каплеуловителе 10 и стекают в поддон 14. Осушенный и охлажденный в оросительной камере воздух доводится до требуемой температуры и относительной влажности с помощью воздухо-нагревателя - доводчика 11. Воздух с такими (расчетными) параметрами называется подготовленным и вентилятором 12, который приводится во вра-щение электродвигателем 13, подается в обслуживаемое помещение. В помещении подготовленный воздух смешивается с воздухом внутри послед-него. В результате компенсируется теплопритоки и избыточное влагосодер-жание в данном помещении. Таким образом, автоматически поддерживаются требуемыми санитарными нормами температура и относительная влажность в помещении. В холодный период года, как правило, используется тот же кондицио-нер, что и для теплого периода. Единственное конструктивное отличие - в работу включается воздухоподогреватель 5 (рис. 11.3.) первого подогрева. Другое технологическое отличие - не требуется охлажденная вода в ороси-тельную камеру. Вода забирается из поддона 14 и циркуляционным насосом 16 подается на распыление в оросительную камеру. Работает кондиционер следующим образом. Наружный воздух через фильтр 2 поступает на воздухоподогреватель первого нагрева 5, где нагревается до расчетной, необходимой для обеспечения процессов в оросительной камере температуры. Далее происходит тепло-, влажностная обработка воздуха в оросительной камере. Так как в зимний период год влага из наружного воздуха 84 вымораживается (влагосодержание понижено), его следует увлажнить. Этот процесс осуществится в оросительной камере, если температура в капельках распыленной воды будет приблизительно равна температуре мокрого термометра воздуха во входе в оросительную камеру. Процесс близкий к изоэнтальпийному (адиабатическому) обеспечивается неоднократной рециркуляцией воды из поддона в объем оросительной камеры автоматически. Избыток воды в оросительной камере удаляется через сливную воронку 18, поддерживая постоянный уровень в поддоне. Остальной путь воздуха и его обработка такая же, как и в теплый период года. Если позволяют санитарные нормы по содержанию вредных веществ в воздухе помещения, в целях экономии теплоты и холода, следует исполь-зовать, по возможности, рециркуляционную 3 и байпасную 4 линии . Последовательно рассмотрим конструкцию базовых секций, следуя за потоком на рис. 11.3. Фильтры для систем вентиляции и кондиционирования Очистку подаваемого воздуха от пыли рекомендуется предусматривать в общественных зданиях (при соответствующем санитарно-гигиеническом обосновании); в производственных помещениях, когда этого требует технологический процесс и когда запыленность воздуха превышает 30 % допустимых концентраций пыли в рабочей зоне помещения. С этой целью в приточных камерах, устанавливая до калориферов (по направлению потока воздуха), используют специальные фильтры - масляные, бумажные, тканевые и др. Степень очистки воздуха от пыли оценивают коэф-фициентом эффективности очистки воздуха, % E  (c1  c 2 ) / c1  100 , где с1, с2 - концентрация пыли в воздухе до и после очистки, мг/м 3. По эффективности очистки все фильтры делятся на три класса (табл. 11.1.). Принцип работы сухого воздушного фильтра основан в пропускании запыленного воздуха через слой фильтрующего материала, поры которого меньше размеров частиц пыли. Таблица 11.1. Класс фильтров Размеры эффективно улавливаемых пылевых частиц, мкм Эффективность очистки наружного воздуха, % Все 1 10-50 I II III > 99 > 85 > 60 Масляные самоочищающиеся фильтры кондиционеров (см. таблицу 11.2) состоят из двух бесконечных непрерывно движущихся металлических сеток (фильтровальных панелей), смоченных минеральным или висциновым маслом. Сетки натянуты между двумя валами. Верхний - ведущий, приводится во вращение электродвигателем с помощью редуктора. Первая по ходу воздуха сетка движется со скоростью 16 см/м, вторая - в 2 раза медленнее. Частицы пыли, проходя с воздухом через сетки, прилипают к ним, а затем во время прохождения через бак отводятся в воздух около 100 Н/м2. Фильтры просты в эксплуатации, но требуют периодической смены масла в баке. Таблица 2.3 Площадь рабочего сечения прохода воздуха, м2 03.200.0 КТЦ 30 3,16 04.200.0 КТЦ 40 3,94 06.200.0 КТЦ 60 6,31 08.200.0 КТЦ 80 7,86 Периодичность смены в баке z, ч, масляного самоочищающегося фильтра Индекс фильтра Кондиционер  - допускаемая концентрация пыли в масле, кг/л; s 290 290 585 585 Масса, кг 620 650 925 1000  V   10 6 , s0  V z где Количество заливаемого масла, кг - начальная запы-ленность воздуха, мг/м3 ;  - коэффициент очистки фильтра; V - полезная емкость бака, л; V - часовой, расход воздуха через фильтр, м /ч. 3 Коэффициент очистки фильтров   1  (s / s 0 ), 85 где s0 и s - концентрация пыли до и после фильтра, мг/м 3. Из выражения следует s  s 0 (1  ). В установках кондиционирования воздуха последний после очистки должен иметь s  0,25мг/м3 . Необходимая площадь фасадного сечения фильтра для прохода воздуха, м2, Fф  V / , где V - часовой проход воздуха, м3/ч.;  - удельная нагрузка фильтрующей поверхности фильтра, м 3 /(м 2  с) . Последнее время для кондиционеров масляные фильтры начинают заменять воздушными, сухими (фильтры типов ФРУ и ФР-2). На рис. 11.4 показан фильтр ФР-2, состоящий из каркаса (корпуса) и неподвижной решетки, на которую укладывается вручную в виде глубоких складок чистый фильтрующий материал из синтетических волокон. Рис.11.4. 1 – каркас; 2 – прижимы; 3 – катушки; 4 – электропривод; 5 – толкатель; 6 – подставка; 7 – опорная решетка; 8 – фильтрующий материал. Этот материал после напыления сматывается в рулон на катушку с по -мощью электропривода. Начальное сопротивление фильтра по воздуху составляет 60 Н/м2 , предельное 300 Н/м2. После очистки фильтрующий материал может быть использован вновь. Рулонные фильтры предназначены для очистки воздуха от пыли в условиях среднегодовой запыленности воздуха до 1 мг/м 3 и кратковременной запыленности - до 10 мг/м3. Секции подогрева КТЦ 3 Нагревание воздуха в центральных кондиционерах осуществляется по-средством ребристо-трубных воздухонагревателей, состоящих из одного или нескольких однометровых, полутораметровых и двухметровых по высоте базовых теплообменников (рис. 11.5). 86 Рис. 11.5.Базовые теплообменники В однометровом теплообменнике 4 хода воды, в полутораметровом – 6 ходов, в двухметровом – 8. По ходу воздуха могут быть выполнены один или два ряда трубок. Теплоносителем служит горячая вода, протекающая внутри труб. Базовые теплообменники изготовлены из биметаллических оребренных трубок (стальные трубки с накатными алюминиевыми ребрами), обеспечивающими многоходовое движение воды. На рис. 11.6 приведена секция подогрева с обводным каналом и однорядным базовым теплообменником. Рис. 11.6. Секция подогрева с обводным каналом. 1 –каркас секции; 2 – нагревательный элемент; 3 – обводной канал; 4 – крышка; 5 – перегородка; 6 – трубная решетка. Выбор типоразмера секции производят в соответствии с рассчитанным расходом воздуха, необходимого для проветривания помещения. Выбор и расчет воздухоподогревателей В процессе расчета одноступенчатой камеры орошения используются понятия коэффициент орошения воздуха В, кг воды/кг воздуха и коэффициент эффективности теплообмена Е (величина безразмерная). Они находятся из рас-чета теплового баланса камеры орошения при отсутствии потерь теплоты в окружающую среду и анализа процессов в камере. Тепловой баланс выглядит следующим образом Gвозд( i1 – i2 ) = Gводы( cводы ( tв.к – tв.н )), (11.1) откуда В = Gводы/ Gвозд = ( i1 – i2 )/ ( cводы ( tв.к – tв.н )), где cводы – теплоемкость воды, кДж/(кгК); Gвозд – количество воздуха, проходящего через камеру орошения, кг/с; Gводы – количество воды, подаваемого в камеру орошения, кг/с; (11.2) 87 i1 и i2 – начальная и конечная энтальпии обрабатываемого воздуха, кДж/кг; tв.к и tв.н – конечная и начальная температура воды, С. В теплый период года (для политропного процесса с понижением энтальпии воздуха) коэффициент эффективности теплообмена в камере орошения ЕI = ( i1 – i2 )/ ( i1 – iв.н ); (11.3) В холдный период года (процесс адиабатного увлажнения воздуха) ЕА = ( tс1 – tс2 )/ ( tс1 – tм1 ), (11.4) где tс1 – температура воздуха, поступающего в камеру орошения, С; tс2 – температура воздуха, выходящего из камеры орошения, С; tм1 – температура воздуха по мокрому термометру при входе в оросительную камеру, С; iв.н – энтальпия насыщенного воздуха, кДж/кг, при начальной температуре воды tв.н, подаваемой в камеру. Выбор и расчет воздухоподогревателей первого и второго нагрева производят в соответствии с порядком, который приведен в виде блок-схемы на рис. 11.7. Из таблиц (блок 2) выбирают воздухоподогреватель, соответствующий конкретной марке кондиционера (например, КТЦ3 – 160). Находят параметры воздухоподогревателя: живое сечение для прохода воздуха f В, м2 , и из таблицы живое сечение для хода воды базового теплообменника fТ, м2. Определяют массовую скорость воздуха υρ, кг/(м2 × с) (блок 3): υρ = LK  ρ B/ f B. (11.5) Если выбранных кондиционеров несколько, определяют тепловую нагрузку на воздухоподогреватель одного кондиционера QК, кВт (блок 4). QК = Q/n, (11.6) где Q - суммарный расход теплоты на нагрев воздуха, кВт; n - количество выбранных кондиционеров. Находят (блок 5) расход воды через воздухоподогреватель Gводы , кг/с: Gводы = QК / ( cТ ( tГ – tО )), где QK – тепловая нагрузка на воздухоподогреватель, кВт; сТ – удельная теплоемкость воды, кДж / (кг × К); tГ – температура воды в сетях теплоснабжения, °С; tО – обратная температура воды в сетях теплоснабжения, tО = 70 °С. (11.7) 88 Рис. 11.7. Блок-схема поверочного теплового расчета воздухоподогревателя. Определяют скорость движения воды в трубках воздухоподогревателя (блок 6). Рекомендуют обвязку водяными трубопроводами базовых теплооб-менников (их, как правило, больше одного) делать таким образом, чтобы скорость протекания воды в 89 трубках каждого теплообменника была в пре-делах 0,15…0,3 м/с. Базовые теплообменники могут присоединяться по воде либо все последовательно, либо все параллельно, либо часть последо-вательно, а часть параллельно. Скорость движения воды в трубках воздухоподогревателя WТ, м/с, равна WT= GT/ ( ρT  f где ' ), Т (11.8) ' f 'Т – суммарное живое сечение трубок для воды, м2, минимальное при по-следовательном присоединении f Т =fT, максимальное при параллельном присоединении f 'Т =fT  nT, (11.9) где nT – число базовых теплообменников; ρT – плотность теплоносителя, т/м3 . Определяют коэффициент теплопередачи k, Вт/(м2×К) (блок 7): k = В(υρ)n W Р Т . (11.10) Коэффициенты В, n, P выбирают из таблиц. Определяют среднюю температуру теплоносителя в воздухоподогре-вателе tCР.Т, °C (блок 8): tCР.Т = (tГ + t0) /2. (11.11) Определяют среднюю температуру воздуха в воздухоподогревателе tCР.В = (tK – tKН) / 2, где (11.12) tK –температура воздуха после воздухоподогревателя, °С; tKН –температура воздуха до воздухоподогревателя, °С. Определяют необходимую (расчётную) площадь поверхности теплообмена FР1, м2 : FР1 = QК 10–3/(K (tCР.T – tСР.B)). (11.13) По полученному значению FР1 (блок 2) подбирают ближайший по площади воздухоподогреватель. Находят параметры воздухоподогре-вателя: FК, м2 – площадь поверхности теплообмена, м2 ; f B, м2 – живое сечение по воздуху и f T, м2 – живое сечение по теплоносителю. В соответствии с вышеизложенной методикой повторяют тепловой поверочный расчёт воздухоподогревателя. В результате получают новую величину расчётной площади поверхности теплообмена FР2, м2 . Производят сравнение поверхностей теплообмена, полученной рас-чётом (Fp) и у выбранного воздухоподогревателя ( F K ) - по формуле (блок 9): ΔF = 100 ( FK – FР2) / FK. (11.14) Запас поверхности теплообмена должен лежать в пределах (блок 10) 15 % > ΔF > 0. Используя изложенную методику, выбирают воздухоподогреватели как первого, так и второго нагрева и проводят их поверочные тепловые расчеты. Воздухоподогреватель второго нагрева рассчитывается на тёплый период года. Нужно учитывать, что в тёплый период года в соответствии с графиком отпуска тепла потребителям в системе отопления и горячего водоснабжения температура tГ значительно снижается. Для каждого воздухоподогревателя определяют гидравлическое сопротивление Р, Па, со стороны воздуха из графика в соответствующем пособии. (блок 11). Лекция 12 Продолжение темы: Основные элементы центральных кондиционеров типа КТ и их расчет. Поверхностные воздухоохладители кондиционеров КТЦ 3 Поверхностные воздухоохладители. Для охлаждения воздуха без осушения и с одновременным осушением применяют те же базовые теплообменники, что и в воздухонагревателях. Однако их применяют не в виде отдельной секции, а в составе блоков теплообменника БТМ-2, в которых кроме воздухоохлаждающих теплообменников предусмотрена система орошения для адиабатического увлажнения воздуха в зимнее время. Конструктивная схема блоков тепломассообмена БТМ-2 приведена на рис. 12.1. 90 Типовой схемой предусмотрена поставка в составе блока двухрядного воздухоохладителя. В соответствии с требуемой площадью поверхности теплообмена поверхностных воздухоохладителей число рядов труб может быть увеличена до 8. Рис. 12.1. В режиме увлажнения вода из бака (поддона) забирается циркуляцион-ным насосом и распыляется широкофакельными форсунками навстречу потоку воздуха. Если температура охлаждающей воды сравнительно высока, так что температура наружной поверхности воздухоохладителя поддержива-ется выше температуры точки росы охлаждаемого воздуха, процесс охлаж-дения будет происходить по линии постоянного влагосодержания (сухое охлаждение воздуха по линии d = const). Избыточное давление воды в теплообменниках должно быть не более 0,6 МПа, а перед форсунками – около 0,12 - 0,15 МПа. Скорость хладоносителя в трубках воздухоохладителя принимают от 0,5 до 1,2 м/с. Поверхностные воздухоохладители имеют ряд преимуществ по сравнению с оросительными камерами: возможность сухого охлаждения воздуха до любой температуры выше точки росы в зависимости от температуры хладоагента, применение последнего с температурой замерзания ниже нуля, упрощения схемы хладоснабжения, выполняемой по закрытой схеме, возможность использования в зимний период воздухоохладителей в качестве подогрева. Выбор и расчет воздухоохладителей с теплоносителем вода Для охлаждения воздуха в кондиционерах без осушения и с одно-временным осушением применяются те же базовые теплообменники, что и в воздухонагревателях. Однако их применяют не в виде отдельных секций, а в составе специальных блоков (например, БТМ-2), в которых дополнительно предусмотрены укороченные оросительные камеры для адиабатического увлажнения воздуха в холодный период года. Расчет типовых поверхностных не орошаемых воздухоохладителей с теплоносителем вода производят в следующей последовательности. Определяют требуемую поверхность нагрева воздухоохладителя Fохл, м2 FOX  GB (i B.H - i B.K )  103 k  t где Gв – расход воздуха через воздухоохладитель, кг/с, определяют в процессе графо-аналитичского расчета СКВ; iвн, iв.к – энтальпия воздуха до и после воздухоохладителя, кДж/кг, определяют в процессе графо-аналитичского расчета СКВ; t – среднелогарифмическая разность температура теплоносителей, С (воды и воздуха); k – коэффициент теплопередачи воздухоохладителя, Вт/(м 2К). , (12.1) 91 Среднелогарифмическая разность температур между воздухом и хладо-носителем определяется по формуле, С tсл = t б - tM . t б 2,3  lg tM (12.2) Значения tб и tM зависят от взаимного направления движения воз-духа и хладоносителя (воды): при перекрестно-параллельном токе tб = tСН - tХН, tМ = tСК - tХК ; (12.3) при перекрестно-противоточном движении воздуха и хладоносителя tб = tСН - tХК, t М = tСК - tХН, (12.4) где tСН и tСК – начальная и конечная температуры воздуха по сухому термометру, С; tХН и tХК – начальная и конечная температура хладоносителя (воды), С. Коэффициент , входящий в формулу (12.2), учитывает влияние пере-крестного движения воздуха и хладоносителя. Значение этого поправочного коэффициента находят по графику на рис. 12.2 в зависимости от значений безразмерных величин R и M, определяемых из выражений R = (tХК - tХН)/( tСН - tСК); M = (tСН - tСК )/( tСН - tХН). (12.5) При числе рядов более 6 величину поправочного коэффициента можно принимать равной 1,0. 92 Рис. 12.2. График для определения поправочного коэффициента  при перекрестном токе воздуха и холодоносителя Коэффициент теплопередачи для типовых поверхностных стальных со спиральнонавивным оребрением воздухоохладителей может быть опреде-лен по формуле k = a()m  wn (To)-p, (12.6) где  - массовая скорость воздуха в воздухоохладителе, кг/(см ); 2 w – скорость хладоносителя (в данном случае воды) в трубках воздухоохладителя, м/с; a, m, n и p – коэффициенты, полученные по данным экспериментов; To – температурный критерий, учитывающий влияние начальных параметров воздуха и хладоносителя. To = (tСН - tМН)/( tСН - tХН), (12.7) где tМН – температура воздуха по мокрому термометру при входе в воздухоохладитель, С. При сухом охлаждении воздуха критерий To принимается равным единице. В расчете поверхностных воздухоохладителей принято считать, что относительная влажность воздуха, выходящего из воздухоохладителя, равна 90 – 95 %. Для определения t иTo принимаются следующие соотношения: при противоточно-перекрестных воздухоохладителях tХК = tРК – (0,7 ÷ 1,5) С; при перекрестных воздухоохладителях tХК = tРК – (2 ÷ 3) С. Перепад температуры хладоносителя в воздухоохладителях принимают равным tХ = 2 ÷ 3 С, т.е. tХН = tХК – (2 ÷ 3) С. Расчетные формулы коэффициентов теплопередачи при различных ре-жимах работы стальных воздухоохладителей приведены в табл. 12.1. Таблица 12.1. Режим работы воздухоохладителя Сухое охлаждение воздуха Охлаждение и осушение воздуха без орошения поверхности Тип воздухоохлади-теля Четырехрядный Восьмирядный Четырехрядный Коэффициент теплопередачи k, Вт/(м2  К) k = 9,74 ()0,44 w0,18 k = 9,8 ()0,57 w0,13 k = 10,3 ()0,29 w0,22 (To)-0,6 Восьмирядный k = 14,9 ()0,35 w0,22 (To)-0,38 Охлаждение и осушение воздуха при Четырехрядный k = 20,8 ()0,23 w0,37 (To)-0,51 орошении поверхности распыляемой циркулирующей водой Восьмирядный k = 16,1 ()0,41 w0,27 (To)-0,38 Приведенные в таблице 12.1 формулы справедливы при массовой ско-рости воздуха 3 <  < 8 кг/(см2 ), скорости воды в трубках 0,3 < w < 1,15 м/с и критерии 0,3 < To < 0,57. Массовая скорость воздуха , кг/(см2), определяется по формуле  = Gвозд/f возд, где Gвозд – расход воздуха через воздухоохладитель, кг/с; (12.8) 93 fвозд – площадь живого сечения воздухоохладителя для прохода воздуха, м2. Скорость движения хладоносителя в трубках воздухоохладителя w, м/с, рассчитывают по формуле w = Gхл/( хл f тр), (12.9) где f тр – сечение трубок воздухоподогревателя, м2;  хл – плотность хладоносителя, кг/м3, Gхл - расход хладоносителя, кг/с: Gхл = Q/(1000( tХК - tХН) схл); (12.10) Q – тепловая нагрузка воздухоподогревателя, кВт, схл – теплоемкость хладоносителя, кДж/(кгК). Рекомендуемые значения скорости хладоносителя и массовой скорости воздуха: w = 0,6 ÷ 1,0 м/с;  ≤ 6,0 кг/(м2 с). Для стальных воздухоохладителей с навивными ребрами гидравличес-кое сопротивление по воздуху определяют по формуле р = 1,08·z·m()1,86, (12.11) где z – число рядов, последовательно расположенных по ходу движения воздуха; m – коэффициент, принимаемый для процессов охлаждения при постоянном влагосодержании равным 1; для процессов охлаждения и осушения равным 1,5; при орошении равным 2. Оросительные камеры кондиционеров типа КТЦ Камеры орошения – устройства для термовлажностной обработки воздуха распыленной водой для сообщения ему заданных температуры и влажности. На рисунке 12.3 приведена принципиальная схема двухрядной камеры орошения центрального кондиционера. Воздух, поступающий в камеру, подвергается обработке мелко распыленной в форсунках водой. В зависимости от температуры воды воздух преобретает нужные параметры. Вода собирается в поддон и, пройдя через фильтры, целиком или частично (в зависимости от периода года) поступает к циркуляционному насосу 6. Подпиточное устройство с помощью шарового клапана 4 поддерживает нужный уровень воды в поддоне, а избыток ее через переливное устройство 7 стекает в сборный бак. Заводами выпускаются двухрядные камеры орошения на номи-нальную производительность 10, 20, 40, 60, 80, 120, 160, 200, 250 тыс. м3/ч. Для распыления воды в камере применяются центробежные тангециаль-ные форсунки типа У-1 латунные или пластмассовые с подводящим каналом диаметром 7 мм. и выпускными отверстиями диаметром 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5 и 6 мм. Рис. 12.3. 1 – воздухораспределитель; 2 – стояки с форсунками; 3 – каплеуловитель; 4 – шаровой клапан; 5 – поддон; 6 – циркуляционный насос; 7 – перелив- 94 ное устройство. В последние годы применяли широкофакельные форсунки ШФ5/9 с выходным диаметром 9 мм., создающие грубый распыл воды. При этом давление воды перед форсунками должно быть 0,15…0,25 МПа. Массовый расход воды (в кг/с), разбрызгиваемой одной форсункой ШФ5/9, зависит от давления: Таблица 12.2 Давление воды, кПа Объемный рас-ход воды, кг/с 20 25 30 40 50 70 100 150 200 0,037 0,042 0,057 0,065 0,072 0,085 0,11 0,13 0,14 Выбор и расчет камеры орошения Выбор и расчет камеры орошения для кондиционеров типа КТЦ3 про-изводят в соответствии с порядком, который приведен в виде блок-схемы на рис. 12.4. 95 Рис. 12.4. Блок-схема поверочного теплового расчета оросительной камеры. Выбирают камеру орошения (блок 2), соответствующую рас ходу воз-духа через кондиционер L K, м3 /ч. Находят характерные п араметры для данн ой ка ме ры орошения: n – количест во форсу нок, шт.; FОК – площадь поперечного сечения камеры, м2; (υρ)ОК – номинальную массовую скорость в поперечном сечении, кг/(м 2×с); НОК – гидравлическое сопротивление каме-ры, Па. Поверочный расчёт оросительной камеры для тёплого периода года производят в приведенной ниже последовательности. Определяют (блок 3) действительную массовую скорость воздуха в камере орошения υρ, кг/(м2×с): υρ = LOK  ρВ / (3600 FOK). (12.12) 96 Задаются давлением воды перед форсунками РФ, кПа (давление рекомендуют выбирать в пределах 100…250 кПа). Выбирают диаметр сопла форсунки d0 (ряд d0 = 3; 3, 5 ; 4; 4,5; 5 ; 5 , 5 ; 6 мм), при этом во избежание засорения форсунок рекомендуют выбирать d0 в пределах 4,5…5,5 мм. Из расчётов процессов кондиционирования в тёплое время года находят отно -сительную влажность воздуха перед оросительной камерой φ 1 , % (при-нимают обозначение, принятое для графиков φ 1 = f ( φ 1 , РФ )). С полученными параметрами обращаются к графикам в учебное посо-бие и находят действительную максимальную относительную влажность за оросительной камерой φ 2 , % ( б л о к 4 ) , которую может обеспечить дан-ная оросительная камера. Рассчитывают производительность одной форсунки qФ,кг/с: qФ = 1,18 10–3P00,48d1,38. (12.13) Общий расход воды WOK находят по формуле WOK = qФ n / k, (12.14) где k – коэффициент запаса, учитывающий засорение форсунок (k =1,1…1,2 ). Рассчитывают коэффициент орошения В (блок 5), кг/кг: B = 3600  W / LОК  ρВ. (12.15) Из графика находят коэффициент эффективности камеры орошения Е1 (БЛОК 6). Рассчитывают реальную энтальпию насыщенного воздуха за ороси-тельной камерой iВН, кДж/кг (блок 7): iВН = iТ Н – (iТ Н –iО) / E1 i ВН Т ( Т   i ВН i Н i О)/ E 1 , (12.16) где i0 – энтальпия воздуха за оросительной камерой из расчётов процессов на «i ,d» – диаграмме, кДж/кг . Обращаются к «i,d» – диаграмме и в точке пересечения i ВН и φ = 100 % находят начальную температуру воды t B Н , ° C (бл ок 8 ). Конечная температура воды в оросительной камере tBK, °C, равна tВК = tВН  QОК/(WОК  cТ) (блок 9), (12.17) где сТ – удельная теплоемкость воды (теплоносителя), сТ = 4,19 кДж/(кг×К). Далее делают расчет оросительной камеры для холодного периода года. Характеристики камеры орошения остаются такими же. По графику находят коэффициент эффективности камеры орошения для зимнего режима работы ЕА. Определяют температуру воздуха по мокрому термометру на входе в оросительную камеру, °C tM = ( t1 – ( t1 – t2 ) ) / ЕА , (12.18) где t1, t2 – температура воздуха, соответственно, перед оросительной камерой и за ней, °С. По величине tM, °С, судят об установившейся температуре воды в оросительной камере tО, которая подвергается многократной рециркуляции. Эти температуры приблизительно равны. Лекция 13 Тема: Холодоснабжение СКВ Схемы холодоснабжения Схему снабжения кондиционеров холодной водой или рассолом выби-рают в зависимости от типа воздухоохладителя (оросительный или поверх-ностный), способа присоединения его к линиям холодоносителя, удаленнос-ти кондиционеров от холодильной станции. На рисунке 13.1 показаны схемы присоединения воздухоохладителей к линиям холодоснабжения. 97 Рис. 13.1 Присоединение: а – с помощью индивидуального насоса и трехходо-вого смесительного клапана; б – с помощью индивидуального насоса и обратного клапана; в – с помощью индивидуального насоса и промежуточ-ного теплообменника; г – непосредственное присоединение к линиям с помощью трехходового смесительного клапана; д – непосредственное при-соединение к линиям с помощью пропорционального регулятора. Присоединение камеры орошения с помощью индивидуального цирку-ляциионного насоса и трехходового смесительного клапана к линии холод-ной воды показано на рис. 13.1а. Вода из поддона поступает к трехходовому клапану, смешивается с холодной водой, поступающей от источника холода, и подается насосом к форсункам. Соотношение рециркуляционной и холод-ной воды изменяется по сигналу терморегулятора, датчик которого установ-лен за камерой орошения. Недостатком схемы является неустойчивая работа смесительного клапана, вызванная тем, что смешиваемые потоки поступают в клапан с разными давлениями. Поэтому в настоящее время широко применяется схема, показанная на рис. 13.1б. Количество поступающей воды регулируется проходным клапаном, для предотвращения попадания холодной воды в поддон на рециркуляционной линии установлен обратный клапан. 98 Характерной особенностью схем (см. рис. 13.1, а, б, в) является разрыв струи после форсунок и вследствие этого возврат отепленной воды в источ-ник холодоснабжения по самотечным трубопроводам. Для сбора отепленной воды на источнике устанавливают открытые баки, которые должны быть заглублены по отношению к уровню поддонов камер орошения. Система холодопроводов значительно упрощается и удешевляется, если применять замкнутую схему циркуляции холодоносителя, например, с использованием воздухоохладителей поверхностного типа (рис. 13.1, г, д). Схемы холодоснабжения СКВ от естественных источников холода К естественным источникам холода относятся: лед; артезианские воды, воды холодных рек и озер; естественное испарение воды в устройствах испа-рительного охлаждения. Схемы холодоснабжения СКВ от льда как источника холода В установках кондиционирования воздуха применение льда может оказаться целесообразным в районах с коротким жарким летом и холодной зимой. В кондиционерах, где лед непосредственно соприкасается с воздухом, лед должен быть изготовлен из воды питьевого качества. Лед, намороженный в естественных условиях, наиболее целесообразно использовать путем стаивания непосредственно в бунте по методу инженера В.А. Бобкова. Лед намораживают на железобетонной площадке в виде бунта и укрывают слоем засыпной теплоизоляции (рисунок 13.2). Основным недостатком такой системы является ее громоздкость. Так, для установки кондиционирования воздуха, предназначенной для работы в течение 100 летних дней по 8 часов со средней производительностью 230 кВт, требуется намороз ить в течение зимы бунт объемом 2200 м 3, для размещения которого требуется площадка размером 2060 м. Разместить такую площадку не всегда возможно как в связи с большой занимаемой площадью, так и по архитектурным соображениям. Поэтому такие установки применяют в основном для технологического кондиционирования воздуха, например на молокозаводах. Рис. 3.2. 1 – лед; 2 – насыпная изоляция; 3 – трехходовой клапан; 4 – центробежный насос; 5 – перелив воды в канализацию; 6 – фильтр; 7 – приямок талой воды; 8 – гравийный фильтр; 9 – площадка; 10 – коллектор отепленной воды. Для установок кондиционирования небольшой мощности можно исполь-зовать схему, приведенную на рисунке 13.3. 99 Рис. 13.3 1 – лед; 2- бак-холодогенератор; 3 – подача в бак отепленной воды; 4 – обводной вентиль для регулирования температуры воды; 5 – насос. Лед загружают в теплоизолированный ледовый танк 2, в верхнюю часть которого подается отепленная вода из поддона кондиционера. Орошение льда производится с помощью форсунок или перфорированных труб. При контакте с поверхностью льда вода охлаждается и затем сливается в поддон танка. Охлажденная вода насосом 5 подается к форсункам кондиционера. Для регулирования температуры воды, подаваемой в камеру кондиционера, перед всасывающим патрубком насоса присоединяют трубу, с помощью которой к охлажденной воде можно подмешивать более теплую воду, поступающую из поддона кондиционера. Таким образом температура воды может меняться в достаточно широких пределах (от 1 - 2 оС до температуры охлаждаемого воздуха по мокрому термометру). Избыток воды, получающийся в результате таяния льда, удаляется в канализацию. Емкость ледового танка определяется частотой загрузки его новыми порциями. Такая установка фригаторного типа получила применение в США. Она состоит из стального или железобетонного изолированного бака – холодо-генератора, обычно размещаемого в подвальном этаже. Вода в холодогенера-торе охлаждается вследствие контакта ее с поверхностью льда. Емкость хо-лодогенератора обычно принимают в соответствии с суточной потребностью льда из расчета 150 кг льда на 1 м3 охлаждаемой воды. Емкость холодогенератора в нем принимают в соответствии с суточной потребностью льда из расчета 150 кг льда на 1 м3 охлаждаемой воды. Для приближенного расчета ледового танка рекомендуют следующую методику. Количество холода, получаемое при плавлении 1 кг льда и нагре-вании образовавшейся талой воды до температуры t2, равно 335,2 + t2ср = 335,2 + 4,218t2 (где 335,2 – теплота плавления льда, кДж/кг, ср – удельная теплоемкость воды при 0 С, кДж/кгС) кДж/кг. Если обозначить через t1 и t2 соответственно начальную и конечную температуры охлаждаемой воды, то количество воды, которое может быть охлаждено за счет плавления 1 кг льда, равно, кг: W= 335,2  t 2 t2  t 1 . (13.1) Охлаждать воду можно путем погружения льда в воду или орошением ею льда. Непрерывное таяние льда в процессе охлаждения воды сопровожда-ется уменьшением его поверхности, с уменьшением которой уменьшается и скорость таяния льда. С известным приближением скорость плавления льда можно определить по формуле, кг/ч g=   F (t 1  t 2 )/2   F (t 1  t 2 )  , 335,2 670,4 (13.2) где  - коэффициент теплообмена между водой и поверхностью льда, кВ/м 2С. Для кусков льда, имеющих форму цилиндра, значение  может быть определено на основании критериальной зависимости: Nu = A(GrPr)n. (13.3) Значения коэффициента А и показателя степени n приведены в табл. 13.1. Таблица 13.1. 100 А GrPr 104  107 Более 107 0,4 0,104 n 0,25 0,33 Продолжительность плавления льда зависит от размера его кусков и разности температур. Эта зависимость имеет следующий вид: FoNu/ = 0,35, где Fo = a z d2 (13.4) - критерий Фурье; a – коэффициент температуропроводности воды; z – продолжительность таяния льда, час.; d – диаметр цилиндрического куска льда,м;  = r/ срt – критерий Кутателадзе; r – теплота плавления льда; ср – теплоемкость воды; t = (t1 + t2)/2 – разность между средней температурой воды и темпе-ратурой поверхности тающего льда, равной 0 С. Раскрывая критерии в выражении (13.4), после соответствующих пре-образований получают, час.: z 28000  d   t . (13.5) Так как в действительности куски льда отличаются по форме от правильного цилиндра, использование приведенных выше зависимостей может дать только приближенный результат. Исследования установки для кондиционирования воздуха с охлажде-нием водой после таяния льда показали, что при производительности уста-новки в 62850 кДж/ч расход льда составлял около 2 т. в сутки. На 1 м рабочего объема танка при 3 интенсивности орошения 2,13 м 3/м2ч коэф-фициент теплоотдачи колебался в пределах от 14665 до 16760 кДж/м 2чС. К числу преимуществ льда, применяемого в качестве источника холо-да, относят низкую первоначальную стоимость устройства и несложное холодильное оборудование. К недостаткам относят значительные эксплуата-ционные расходы, зависимость от источника льдоснабжения и трудности эксплуатации, связанные с транспортировкой, дроблением и загрузкой льда в танк. Исследование на установке для кондиционирования воздуха с охлажде-нием воздуха с помощью льда, произведенное А.А.Гоголиным, показало, что при производительности установки 15000 ккал/ч расход льда составлял около 2 т в сутки. На 1м 3 рабочего объема танка при интенсивности орошения 2,13 м 3/м2ч коэффициент теплопередачи колебался в пределах от 3500 до 4000 ккал/м3ч град. К числу преимуществ льда, применяемого в качестве источника холода, относят низкую первоначальную стоимость устройства и относительно несложное холодильное оборудование. К недостаткам относятся значитель-ные эксплуатационные расходы, зависимость от источника льдоснабжения и трудности эксплуатации, связанные с транспортировкой, дроблением и загрузкой льда в танк. Использование артезианской и грунтовых вод Возможность использования артезианских и грунтовых вод в качестве источника холода для СКВ определяется водоносностью почвенных горизонтов, температурой воды, ее химическим и бактериальном составом, жесткостью. Из перечисленных свойств температура является основным фактором применимости в СКВ. Артезианская вода должна быть тем холодней, чем более низкая температура воздуха должна поддерживаться в помещении и чем большей является нагрузка на СКВ по скрытой теплоте (от влагопритоков). Так, для местности с расчетной температурой наружного воздуха 35 оС и относительной влажностью 35…40 % в жилых и общественных зданиях поддерживают температуру около 27 оС при относительной влажности 50…55 %. При обычных соотношениях тепло- и влагопритоков температура воздуха на выходе из воздухоохладителя должна быть около 15 о С, что достигается применением воды, начальная температура которой 11…12 оС. Чтобы получить температуру воздуха в помещении порядка 24 оС при тех же параметрах наружного воздуха, необходима вода с температуру не выше 9 оС. При этом даже незначительное повышение начальной температуры воды приведет к резкому ухудшению влажностного режима внутри помещения. Это относится в первую очередь к помещениям с высоким влаговыделениям - театрам, кинотеатрам, залам заседаний и т.д. При использовании в качестве источника холода артезианской воды целесообразнее применять двухступенчатое орошение воздуха (рисунок 13.4). Такая схема имеет экономические преимущества вследствие более эффективного использования запаса холода 101 воды (при этой схеме обработки воды можно достичь большего температурного перепада охлаждающей воды). Как видно из рисунка, оросительная камера с помощью сепаратора разделена на две части, представляющие собой как бы две самостоятельные оросительные камеры. Вода из артезианской скважины смешивается с водой, стекающей из поддона первой ступени камеры по ходу воздуха. Затем смесь определенной температуры с помощью насоса 4 направляется в камеру второй ступени, в которой она разбрызгивается с помощью форсунок. Рис.3.4 1 – сепаратор; 2 – первая ступень; 3 – вторая ступень; 4 – насос второй ступени; 5,7 – фильтр; 6 – насос первой ступени. Выпавшая в поддон второй ступени отработанная вода забирается на-сосом 6 и подается в форсунки первой ступени. В результате контакта с воздухом поступающем в первую ступень температура воды еще повышает-ся. Таким образом, температурный перепад воды в целом для камеры двухступенчатого орошения получается большим, чем у одноступенчатой камеры. При использовании в качестве воздухоохладителя форсуночной камеры, где вода непосредственно контактирует с воздухом, артезианская вода должна быть питьевого качества. Поэтому необходимо бурить глубокие скважины несмотря на то, что чем глубже скважина, тем она дороже и тем выше температура получаемой воды. Вторым недостатком схем с использованием артезианской воды в форсуночной камере является большой расход воды на каждый киловатт холодопроизводительности, так как подогрев воды в ней небольшой (2…4 оС). Удешевление системы может быть достигнуто за счет использования воздухоохладителя поверхностного типа вместо форсуночной камеры. В них вода может подогреваться на 8…10 оС и более. Поскольку в поверхностном воздухоохладителе нет непосредственного контакта воздуха с водой, то вода необязательно должна быть питьевого качества, лишь бы температура была низкой. Это позволяет использовать в СКВ грунтовые воды, залегающие на небольшой глубине, воды горных рек и т.п. Для крупных СКВ при наличии артезианских скважин с водой, имею-щей недостаточно низкую температуру, рекомендуют использовать комби-нированные системы, где дополнительно используются холодильные установки. Эти системы можно подразделить на две основные группы: сис-темы с предварительным охлаждением воздуха и системы с предваритель-ным охлаждением воды. На рисунке 13.5а показана схема с предварительным охлаждением воздуха, на рисунке 13.5б – схема с предварительным охлаждением воды. В системах с предварительным охлаждением воздуха артезианская вода используется в воздухоохладителе первой ступени 2, а во второй ступени используется воздухоохладитель, питаемый искусственно охлажденной в испарителе 8 холодильной установки 6 водой. Эту систему применяют в тех случаях. Когда располагают небольшим количеством артезианской воды достаточно низкой 102 температуры. Для того, чтобы как можно полнее использовать охлаждающую способность воды, после первой ступени охлаждения вода поступает в промежуточный бак 3, куда также сливают большую часть отепленной воды после конденсатора 9. В результате смешения обоих потоков артезианская вода нагревается на 20…25 оС, а конденсаторная вода охлаждается на 4…5 оС, после чего смесь из бака насосом 7 направляется в конденсатор холодильной машины. Рис. 13.5 1 – артезианская скважина; 2 – воздухоохладитель предварительного охлаждения; 3 – бак артезианской воды; 4 – основной воздухоохладитель; 5,7 – центробежный насос; 6 – холодильная машина; 8 – испаритель холодильной машины; 9 – конденсатор холодильной машины; 10 – диффузионная скважина; 11 – канализационный коллектор. Если имеется достаточно большое количество артезианской воды с сравнительно высокой температурой, то применяют схему с предваритель-ным охлаждением воды (рисунок 13.5б). В данной схеме производительность холодильной установки не зависит от холодонагрузки СКВ, а определяется только тем, на сколько градусов необходимо охладить артезианскую воду для должного осушения и охлаждения воздуха. В обеих схемах артезианскую воду под должным давлением сбрасывают в диффузионную скважину. Артезианская вода, используемая в комбинированных схемах, не дол-жна быть слишком жесткой, так как при жесткости свыше 20 ед. происходит засорение трубок конденсаторов осаждающимися солями, что вызывает по-вышение температуры конденсации. Лекция 14 Продолжение темы: Холодоснабжение СКВ Схемы холодоснабжения СКВ от холодильных машин (ХМ) Классификация ХМ В зависимости от вида физического процесса, в результате которого получают холод, холодильные машины разделяют на следующие типы: - использующие фазовый переход рабочего тела из жидкого состояние в газообразное состояние (парокомпрессионные, эжекторные, абсорбционные); - использующие процесс расширения воздуха с производством внешней работы (воздушные детандерные), для СКВ не используются; - использующие процесс расширения воздуха без производства внешней работы (воздушные вихревые), для СКВ не используются; - использующие эффект Пельтье (термоэлектрические). В зависимости от холодопроизводительности холодильные машины условно разделяют на малые (производительностью до 15 кВт); средние (от 15 до 120 кВт) и крупные (свыше 120 кВт). 103 В зависимости от используемого рабочего тела холодильные машины разделяют на аммиачные, фреоновые, пропановые, этановые, воздушные, пароводяные, бромистолитиевые и др. Подавляющее большинство действующих и изготовляемых холодиль-ных машин представляют собой парокомпрессионные машины, которые в зависимости от типа используемого компрессора разделяют на поршневые, ротационные (пластинчатые и с катящимся ротором), винтовые и центро-бежные. Для систем кондиционирования воздуха в основном используют парокомпрессионные малой и средней производительности, фреоновые, поршневые и винтовые холодильные машины. В зависимости от темпера-турного уровня, с которого осуществляется отвод теплоты в СКВ используют высокотемпературные машины (теплота отводится при температурах при-мерно от – 10 до + 20 оС. Существуют две группы СКВ, использующих холодильные машины в качестве источников холода: СКВ с непосредственным охлаждением воздуха в воздухоохладителях поверхностного типа (в них используются в основном местные автономные кондиционеры) и СКВ с промежуточным хладоноси-телем (на несколько кондиционеров работает одна холодильная установка или станция из нескольких установок). Непосредственное охлаждение воздуха рекомендуется в установках с производительностью до 350 кВт. По этой схеме каждый кондиционер работает совместно с индивидуальным холодильным агрегатом (рис. 14.1). В качестве хладоагента применяют R12, R22 или R502. Применение систем непосредственного охлаждения позволяет создавать компактные установки, так как при этом не используются баки, насосы, водяные и рассольные трубопроводы. Рис. 14.1. 1 – конденсатор; 2 – фреоновый воздухоохладитель; 3 – компрессорноконденсаторный агрегат; 4 – терморегулирующий вентиль. При проектировании систем с непосредственным охлаждением не-обходимо соблюдать некоторые требования: каждый компрессорно-конденсаторный агрегат с воздухоохладителем или группой воздухоохлади-телей, присоединенных к данному агрегату, должен представлять собой отдельную холодильную машину, не сообщающуюся с другими машинами; компрессорноконденсаторные агрегаты должны размещаться на расстоянии не более 10 м от воздухоохладителей; в холодильной машине и аппаратах, обслуживающих данное помещение, должно содержаться не более 0,5 кг холодильного агента R12 или R22 на 1 м3 помещения. Холодоснабжение нескольких кондиционеров, расположенных в разных местах осуществляют с помощью промежуточного хладоносителя, который охлаждается в центральных холодильных станциях. Вид хладоносителя вы-бирают в зависимости от требуемой температуры. При температуре 2 оС и выше применяют воду, при более низких температурах – различные рассолы. Часто применяют мало коррозионно активные вещества (например, водный 104 раствор этиленгликоля – теплофизические свойства приведены в таблице 14.1). Таблица 14.1. Плотность 1005 1010 1015 1020 1025 1030 1035 1040 1045 1050 1055 1060 Концентрация этиленгликоля % 4,6 8,4 12,2 16,0 19,8 23,6 27,4 31,2 35,0 38,5 42,6 46,4 Температура Замерзания, о С -2 -4 -5 -7 -10 -13 -15 -17 -21 -26 -29 -33 Удельная теплоемкость водного раствора этиленгликоля, t, о С 50 20 4,14 4,14 4,10 4,10 4,06 4,06 4,06 4,02 3,98 4,02 3,94 3,89 3,98 3,89 3,85 3,94 3,85 3,77 3,85 3,74 3,73 3,81 3,73 3,64 3,73 3,64 3,56 3,68 3,56 3,52 3,60 3,48 3,43 3,52 3,39 3,35 кДж/(кгК) при -10 3,77 3,68 3,64 3,56 3,48 3,39 3,31 -20 3,43 3,35 3,26 В качестве рассола наиболее широко используют водный раствор хлористого кальция CaCl2. Для предотвращения замерзания рассола в кожухотрубном испарителе его концентрацию выбирают такой, чтобы температура замерзания рассола была на 8 оС ниже температуры кипения хладоагента. Растворы хлористого натрия и кальция вызывают усиленную коррозию труб и аппаратов. Для увеличения срока их службы в рассол добавляют различные присадки (например, бихромат натрия Na2Cr2O7, кальтазин и др.) Применяют две схемы циркуляции хладоносителя в системах холодо-снабжения СКВ: с открытыми баками (рисунок 14.2 а, б, в) и закрытую схему с баком-аккумулятором (рисунок 14.3). 105 Рис. 14.2. 1, 7, 9 – насос; 2 – отсек бака охлажденной воды; 3 – отсек бака отепленной воды; 4 – холодильная машина; 5 – испаритель; 6 – градирня; 8 – конден-сатор. а) – вода 8 оС; б), с) – вода 2 оС. Упрощенная схема холодильной установки для охлаждения хладоноси-теля приведена на рисунке 14.2а. Такие схемы с открытыми баками применяют в основном для охлаждения воды в системах кондиционирования воздуха. Насос (или группа параллельно работающих насосов) забирает воду из отсека отепленной воды 3 и подает ее для охлаждения в испаритель холодильной машины 5. Из испарителя вода поступает в отсек охлажденной воды 2, откуда насосом подается к потребителям холода (кондиционерам). Если расход воды у потребителя уменьшается, то избыточное количество воды, равное разности расходов в линиях названных насосов, будет переливаться из отсека охлажденной воды в отсек отепленной. Заданная температура подаваемой воды поддерживается по сигналу от датчика, установленного на выходе воды из испарителя или в отсеке охлажденной воды. Преимущество этой системы – полная независимость работы холодильной установки от меняющихся условий у потребителя. Недостатки – общие для любой открытой системы. 106 Для охлаждения конденсатора 8 холодильной машины используется в основном система оборотного водоснабжения. Основным элементом этой системы являются градирни (6 на рисунке 14.2) или брызгальный бассейн. Техническая характеристика вентиляторных градирен конструкции ВНИКТИхолодопрома типа ГПВ. Градирни выбирают по площади поперечного сечения. Теоретическим пределом охлаждения воды в градирне служит температура наружного воздуха по смоченному термометру tн.м.. Однако она может быть достигнута только в градирне с бесконечно большой поверхностью теплообмена. В реальных конструкциях вода охлаждается до более высокой температуры ( на 4…12 оС выше температуры воздуха по смоченному термометру в зависимости от tн.м. и в меньшей степени от qF – удельной тепловой нагрузки на 1 м2 поперечного сечения насадки в градирне). При этом охлаждение воды в градирне может быть от 3 до 9 оС. Для работы холодильных установок совместно с градирнями марки ГПВ характерны нагрузки qF = 25…45 кВт/м2 и температура наружного воздуха по смоченному термометру tн.м. = 16…25 оС. В этих условиях вода охлаждается на ∆tW = 3…5 оС, а разность температур охлажденной воды воздуха по смоченному термометру θ’ = tW1 - tн.м. составляет от 8 до 4 оС. tW2 – температура воды, поступающей в градирню (выходящей из конденсатора. Отношение действительного охлаждения воды к теоретически возможному называют коэффициентом эффективности градирни ή гр :  гр = (tW2 – tW1)/ (tW2 – tн.м.), где tW1 – температура воды, выходящей из градирни (поступающей в конденсатор; Ориентировочные значения этого коэффициента для охладителей различного типа приведены в таблице 14.2. Таблица 14.2. Охладитель Удельная тепловая нагрузка, Коэффициент кВт/м эффективности 2 Брызгальный бассейн 2,5 – 6,5 0,30 – 0,40 Градирня типа ГПВ 20 – 50 0,35 – 0,45 Для перекачивания воды в оборотной системе следует предусматривать не менее двух рабочих насосов и один резервный. Для уменьшения количества насосов может быть применена схема, показанная на рисунке 14.2б. По этой схеме циркуляция хладоносителя через испаритель холодильной машины и его подача к кондиционерам осуществляются одним и тем же насосом (или группой параллельно работающих насосов). Если потребный расход хладоносителя уменьшится, то возрастает давление в подающей магистрали и с помощью регулятора давления Р1 излишек хладоносителя будет сбрасываться в бак. На рисунке 14.2в показана схема холодоснабжения с открытым баком-аккумулятором из металла или плотного железобетона. Бак 3 разделен на несколько отсеков вертикальными перегородками, которые препятствуют быстрому перемешиванию холодной и теплой воды. Их устанавливают для того, чтобы снизить общую холодопроизводительность холодильной станции. Работает схема следующим образом. Если потребная тепловая нагрузка нагрузка меньше холодопроизводительности станции, заданная температура хладоносителя поддерживается цикличной работой холодильных машин от их автоматики. При увеличении тепловой нагрузки температура хладоносителя начнет повышаться и превысит заданную. Тогда автоматически открывается клапан смещения КС и насос начнет забирать воду не только из отсека отепленной воды, но и из отсеков холодной воды. В результате в испаритель будет поступать более холодная вода и температура воды, подаваемой на кондиционеры, вновь снизится до расчетного значения. По мере расходования холодной воды происходит перетекание из отсека отепленной воды в отсеки охлажденной воды. В режиме аккумуляции холода вода перетекает в обратном направлении. Расчеты показывают, что применение баков-аккумуляторов целесо-образно, если пиковая тепловая нагрузка превышает среднюю за сутки на 40…50 % и единовременная продолжительность пиковой нагрузки не более 4 часов. При большом расстоянии потребителей холода от станции, размещении потребителей (воздухоохлаждающие аппараты) в многоэтажных зданиях применяют закрытые циркуляционные системы холодоснабжения. Одна из подобных схем с баком аккумулятором приведена на рисунке 14.3. 107 Рис. 14.3. 1 – расширительный бак; 2 – бак-аккумулятор; 3 – холодильная машина; 4 – испаритель; 5 – градирня; 6, 8 – насос; 7 – конденсатор. При работе по закрытой схеме отепленный хладоноситель, возвращаю-щийся из кондиционера, забирается насосом и подается в испаритель 4 холодильной машины, а оттуда снова к кондиционеру. Работает схема следующим образом. При уменьшении потребного расхода хладоносителя вследствие уменьшении тепловой нагрузки давление в подающей мегистрали увеличивается и излишек хладоносителя через регулирующий вентиль б) сбрасывается во всасывающий коллектор насоса. Для аккумуляции холода в этой системе применен вертикальный бак-аккумулятор 2. При подключении к циркуляционной системе бака-аккумуля-тора вентили б) и г) закрывают, а вентили а), в) и д) открывают. Циркуляция хладоносителя происходит следующим образом: охлажденный хладоноси-тель через вентиль в) поступает в бак, опускается вниз, а затем по централь-ной трубе поступает в подающую магистраль, отепляется в воздухоохладите-лях кондиционеров и возвращается для охлаждения на станцию. При уменьшении расхода хладоносителя у кондиционера давление в системе возрастает и излишек хладоносителя, не опускаясь в нижнюю часть бака, через регулирующий вентиль а) поступает обратно к насосам. Расчет емкостей систем холодоснабжения и водяных аккумуляторов холода Водяные и рассольные, открытые и закрытые системы холодоснабже-ния, питаемые от холодильных станций, должны иметь емкости, выполня-ющие одну или несколько следующих функций: 1) выравнивателя работы холодильной станции; минимальная акку-муляционная способность таких емкостей, включая аккумуляционную способность всей системы холодоснабжения, согласно СНиП II–33–75, должна быть рассчитана не менее чем на 15 – ти минутную производитель-ность одной (наименьшей) из установленных на станции нерегулируемых холодильных машин; наличие регуляторов производительности учитывают при расчете емкостей, выравнивающих работу холодильных машин; 2)приемника периодических стоков из аппаратуры и трубопроводов, которые расположены выше этой емкости (сток происходит при остановке насосов, при этом холодоноситель должен быть сохранен в системе, т. е. не должен сбрасываться в канализацию чер ез переливную трубу); 3) аккумулятора холода, позволяющего применить холодильную стан-цию с меньшей часовой производительностью, чем максимальная часовая потребность в холоде. Максимальная часовая потребность в холоде для СКВ определяется при расчетных параметрах наружного воздуха, регламентированных СНиП II–33–75. Наиболее высокие температуры и энтальпии наружного воздуха в течение расчетных суток в 108 среднем приходятся на 14  15 ч. Баки–аккумуляторы рассчитывают, исходя из потребности в холоде в расчетные сутки. Расход холода в расчетные сутки при прочих равных условиях зависит от типа СКВ. В качестве примера рассмотрим два типа систем. К первому типу отнесены СКВ, подающие в помещения постоянные количества обработанного воздуха. При этом рециркуляционный воздух подмешивается до камеры орошения (или до воздухоохладителя) кондицио-нера, а параметры воздуха в помещениях регулируются изменением температуры подаваемого воздуха. Ко второму типу отнесены СКВ, в которых для регулирования параметров воздуха в помещениях изменяют количество подаваемого воздуха или воздуха, поступающего на вторую рециркуляцию, либо периодически выключают из работы часть кондицио-неров. Расход холода системами первого типа зависит от количества и пара-метров наружного воздуха и продолжительности работы СКВ в течение расчетных суток и не зависит от колебания тепловых нагрузок в обслужива-емых помещениях. Расход холода системами второго типа зависит от количества и параметров наружного воздуха, колебаний избытков тепла в обслуживаемых помещениях и продолжительности работы системы в течение расчетных суток. При расчете аккумуляторов холода принимается, что температура на-ружного воздуха в расчетные сутки изменяется по закону гармонических колебаний с максимумом в 14 или 15 ч и минимумом в 2 или 3 ч. При отсутствии атмосферных осадков влагосодержание наружного воздуха достаточно стабильно в течение суток и принимается постоянным. При этих условиях расход холода в СКВ первого и второго типов, кВт, в любой τ час расчетных суток q = k[iср + 0,5mt A(1 - 2]L + qн + qак, где k — коэффициент загрузки кондиционеров по холоду в долях от полной загрузки; для систем первого типа = 1, а для систем второго типа к равен отношению избытков тепла в обслуживаемом помещении в данный час суток к максимальным расчетным избыткам тепла, послужившим основой для определения производительности кондиционера; iср = iмакс – 0,5mt A, здесь Δiмакс = iнач − iкон — максимальная расчетная разность энтальпий воздуха, кДж ⁄ кг, соответствующая охлаждению воздуха от начальной энтальпии перед воздухоохладителями iнач до конечной энтальпии после воздухоохладителей iкон; при работе на одном наружном воздухе iнач = iр.л (где iр.л — расчетная энтальпия наружного воздуха в теплый период года, кДж ⁄ кг); при работе с рециркуляцией iнач = iр.л m + iрец(1 – m); iрец — энтальпия рециркуляционного воздуха, кДж ⁄ кг; mτ = (Lρ)н ⁄ (Lρ) — доля наружного воздуха в смеси в данный час суток τ (здесь (Lρ)н — расход наружного воздуха в общем расходе oхлаждаемого воздуха, кг ⁄ ч); Δta — амплитуда суточных колебаний температуры наружного воздуха в теплый период года (по СНиП II–33–75); β — постоянная для данного часа величина; (Lρ) — общий расход охлаждаемого воздуха, кг ⁄ ч; qн — тепловой поток в сети холодоснабжения за счет работы насосов кондиционеров, кВт·ч; qак — тепловой поток в аккумулятор холода и трубопроводы за счет разности температур, кВт·ч (определяется расчетом). Для определения суточного расхода холода строят почасовой график в координатах τ и q (см. рис. 1.15). 109 Рис. 14.4. Примерный график расхода холода системой кондиционирования воздуха Часовые расходы холода определяют, принимая для каждого часа соот-ветствующую величину mτ (для систем первого типа) или (для систем вто-рого типа). Планиметрируя площадь, ограниченную полученной кривой, находят общий расход холода Qсут, кВт·ч. Минимальная полезная производительность холодильной станции, кВт·ч. работающей с аккумуляцией холода. Qх.ст = Qсут/Р, где Р — продолжительность работы холодильной станции в течение суток; допускается принимать Р = 24 ч, если круглосуточная работа станции с полной нагрузкой продолжается не более 7 сут подряд; при более продолжительных периодах следует принимать Р ≤ 22 ч. Рекомендуемая литература 1. Системы кондиционирования воздуха (Схемы, оборудование), часть 1: Учеб. пособие.- Казань: Казан. гос. энерг. ун-т, 2007. 2. Системы кондиционирования воздуха (расчеты СКВ), часть 2, Том 1; пособие.- Казань: Казан. гос. энерг. ун-т, 2007. 3. Янвель Б.К. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха. – 3-е изд. перераб. и доп. – М.: Агропромиздат, 1989. – 223 с.; ил. 4. Тихомиров К.В., Сергеенко Э.С. Теплотехника, теплогазоснабжение и вентиляция: Учеб. для вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1991. – 480 с.6 ил. 110 Содержание Лекция 1.............................................................................................................. 2 Введение. Определение нормативных начальных параметров воздуха для проектирования СКВ. Выбор нормированных параметров воздуха в помещении. Выбор нормированных параметров наружного воздуха. Лекция 2……………………………………………………………………… 12 Расчет тепловлажностных балансов помещения. Расчет теплового баланса помещения в теплый период года. Расчет теплового баланса помещения в холодный период года. Теплопотери через ограждения. Лекция 3………………………………………………………………. 25 Удельная тепловая характеристика здания. Тепловыделения в помещении. Выделение влаги в помещении. Расчет тепловлажностного отношения помещения, п, кг/кг. Лекция 4……………………………………………………………………… 36 Системы отопления производственных и жилых помещений. Требования к системам отопления. Классификация систем отопления. Характеристики теплоносителей. Сравнение основных систем отопления. Области применения различных систем отопления. СИСТЕМЫ ВОДЯНОГО ОТПЛЕНИЯ. Классификация систем водяного отопления. Гидравлический расчет водяных систем отопления. Расчет естественного циркуляционного давления Порядок гидравлического расчета. Лекция 5……………………………………………………………………… 53 ПАРОВОЕ ОТОПЛЕНИЕ. Системы парового отопления. Гидравлический расчет систем парового отопления. ВОЗДУШНОЕ ОТОПЛЕНИЕ. Классификация. Распределение воздуха в помещении. Основы расчета воздушного отопления. ПАНЕЛЬНО-ЛУЧИСТОЕ ОТОПЛЕНИЕ. Классификация. НАГРЕВАТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ СИСТЕМ ОТОПЛЕНИЯ. Виды нагревательных приборов. Расчет поверхности нагрева приборов. Лекция 6……………………………………………………………………… 66 Промышленная вентиляция. Классификация систем вентиляции. Воздухообмен в производственном помещении. Расчет воздухообмена. Расчет воздухообмена по теплоизбыткам. Расчет воздухообмена для компенсации избыточного влаговыделения. Расчет воздухообмена для компенсации выделения вредных паров и газов. Расчет воздухообмена для компенсации выделения пыли. Расчет 111 вытяжной системы естественной вентиляции. Аэрация. Системы механической вентиляции и их расчет. ОБОРУДОВАНИЕ СИСТЕМ ВЕНТИЛЯЦИИ. Вентиляторы. Обеспыливающие устройства. Калориферы. Лекция 7……………………………………………………………………… 85 СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА (СКВ). Классификация СКВ. Состояния воздуха и процессы на «i, d» – диаграмме влажного воздуха. Определение температуры точки росы tР и температуры мокрого термометра tМ с помощью «i, d» – диаграммы. Изображение процессов нагревания и охлаждения воздуха на «i, d» -диаграмме. Процессы смешения двух потоков воздуха в «i, d» – диаграмме. Лекция 8………………………………………………………….. …………. 99 Расчеты СКВ, использующие адиабатическое увлажнение воздуха. Расчет процессов в СКВ с использованием адиабатического испарения воды в оросительной камере. Лекция 9…………………………………………………………………….. 108 Расчеты СКВ, использующие систему холодоснабжения. Расчет процессов обработки воздуха в центральных СКВ. Схема обработки воздуха в прямоточной СКВ в теплый период года. Схема обработки воздуха в СКВ с рециркуляцией воздуха в теплый период года. Схема обработки воздуха в полной СКВ (с рециркуляцией воздуха и байпасом) в теплый период года. Лекция 10…………………………………………………………………….. 121 Расчеты СКВ, использующие систему холодоснабжения. Схема обработки воздуха в прямоточной СКВ в холодный период года. Схема обработки воздуха в СКВ с рециркуляцией в холодный период года. Схема обработки воздуха в полной СКВ (с рециркуляцией воздуха и байпасом) в холодный период года. Особенности обработки воздуха в СКВ с использованием поверхностных воздухоохладителей вместо камер орошения. Выбор схемы СКВ и центрального кондиционера. Лекция 11………………………………………………………………. ……139 Основные элементы центральных кондиционеров типа КТ и их расчет. Центральные кондиционеры. Фильтры для систем вентиляции и кондиционирования. Секции подогрева КТЦ 3 и их расчет. Лекция 12……………………………………………………………………. 154 Основные элементы центральных кондиционеров типа КТ и их расчет. Поверхностные воздухоохладители кондиционеров КТЦ 3 и их расчет. Оросительные камеры кондиционеров типа КТЦ и их расчет. Лекция 13……………………………………………………………………. 165 Холодоснабжение СКВ. Схемы холодоснабжения. Схемы холодоснабжения СКВ от льда как источника холода. Использование артезианской и грунтовых вод. Лекция 14……………………………………………………………………. 176 Холодоснабжение СКВ. Схемы холодоснабжения СКВ от холодильных машин (ХМ). Классификация ХМ. Расчет емкостей систем холодоснабжения и водяных аккумуляторов холода . Лекции 15 и 16 – резервные. Рекомендуемая литература……………………………………………….. 189