Наша сеть партнеров Banwar
Summary:
опис:
У статті розглядається рішення для системи кондиціонування повітря (ВКВ) з непрямим охолодженням, запропоноване в проекті висотної вежі великого спортивного комплексу в Москві. Подібне рішення може бути реалізовано і на будь-якому іншому об'єкті, де застосовуються центральні ВКВ з фенкойлами або VRV-системами в якості доводчиків.
М. Г. Тарабанов , Директор НДЦ «Інвент», віце-президент НП «АВОК»
У статті розглядається рішення для системи кондиціонування повітря (ВКВ) з непрямим охолодженням, запропоноване в проекті висотної вежі великого спортивного комплексу в Москві. Подібне рішення може бути реалізовано і на будь-якому іншому об'єкті, де застосовуються центральні ВКВ з фенкойлами або VRV-системами в якості доводчиків.
Системи двоступеневого і непрямого випарного охолодження були добре відомі фахівцям ще в 1970-1980-і роки [1], проте широкого поширення в громадських будівлях ці системи не отримали по трьох основних причин:
- відсутність кондиціонування повітря в таких будинках;
- відсутність необхідного вітчизняного високоефективного обладнання;
- в силу жорсткої залежності ефективності зазначених систем від змінюються в широких межах параметрів зовнішнього повітря.
Сьогодні ситуація докорінно змінилася. Практично всі новоспоруджувані або реконструюються громадські будівлі обладнуються системами кондиціонування, проектувальники мають можливість застосовувати, а замовники купувати за прийнятними цінами сучасне високоефективне обладнання. Таким чином, можна вважати, що перші дві причини, що перешкоджають застосуванню непрямого випарного охолодження, усунені і можна було б очікувати появи інтересу до нього. І дійсно, вже в наш час багато уваги цим системам приділив О. Я. Кокорін [2, 3].
ВКВ з непрямим і двоступінчастим випарним охолодженням класифікують по пропуску повітря через градирню (працюють на зовнішньому повітрі; на повітрі, що видаляється з приміщень; на суміші зовнішнього і видаляється).
Теоретично граничною температурою, до якої можна охолодити повітря в ВКВ з непрямим охолодженням, є температура точки роси повітря, що подається в градирню, але це вимагає пристрою багатоступеневих систем. Практично в одноступінчатих системах реальним межею охолодження є температура мокрого термометра повітря, що подається в градирню.
Розрахунок таких систем слід виконувати з використанням Jd діаграми в такій послідовності.
На Jd діаграмі наносять точки з розрахунковими параметрами зовнішнього (Н) і внутрішнього (В) повітря. У розглянутому прикладі за завданням на проектування прийняті значення: tн = 30 ° С; tв = 24 ° С; fв = 50%.
Для точок Н і В визначаємо значення температури мокрого термометра:
Як видно, значення tмн майже на 3 ° С вище, ніж tмв, отже, для більшого охолодження води, а потім зовнішнього припливного повітря, доцільно подавати в градірню повітря, що видаляється витяжними системами з офісних приміщень.
Зауважимо, що при розрахунку градирні необхідну витрату повітря може виявитися більше видаляється з приміщень, що кондиціонують. В цьому випадку в градірню треба подавати суміш зовнішнього і видаляється, і в якості розрахункової приймати температуру мокрого термометра суміші.
З розрахункових комп'ютерних програм провідних фірм - виробників градирень знаходимо, що мінімальний перепад між кінцевою температурою води на виході з градирні tw1 і температурою мокрого термометра tвм подається в градірню повітря слід приймати не менше 2 ° С, тобто:
Для досягнення більш глибокого охолодження повітря в центральному кондиціонері приймають кінцеву температуру води на виході з повітроохолоджувача і на вході в градирню tw2 не більше ніж на 2,5 вище, ніж на виході з градирні, тобто:
Звернемо увагу, що від температури tw2 залежить кінцева температура охолоджуваного повітря і поверхню воздухоохладителя, так як при поперечному перебігу повітря і води кінцева температура охолоджуваного повітря не може бути нижче tw2.
Зазвичай кінцеву температуру охолоджуваного повітря рекомендується приймати на 1-2 ° С вище кінцевої температури води на виході з повітроохолоджувача:
Таким чином, при виконанні вимог (1, 2, 3) можна отримати залежність, що зв'язує температуру мокрого термометра повітря, що подається в градирню, і кінцеву температуру повітря на виході з охолоджувача:
Зауважимо, що в прикладі на рис. 7.14 [3] прийняті значення tвм = 19 ° С і tw2 - tw1 = 4 ° С. Але при таких вихідних даних, замість зазначеного в прикладі значення tвк = 23 ° С, можна отримати кінцеву температуру повітря на виході з повітроохолоджувача не нижче 26-27 ° С, що робить всю схему безглуздою при tн = 28,5 ° С.
Проектне рішення, запропоноване для висотної вежі спортивного комплексу, розглянемо на конкретному прикладі для нижнього технічного поверху на відм. +36 м. Принципова, вона ж розрахункова, схема ВКВ з непрямим випарним охолодженням показана на рис. 1, а побудова процесу на Jd діаграмі - на рис. 2.
Малюнок 1 ( Детальніше )
Принципова і розрахункова схема непрямого випарного охолодження для кондиціонерів одного технічного поверху
Малюнок 2.
Побудова процесів непрямого випарного охолодження на Jd діаграмі
Рішення
На Jd діаграмі наносимо точки Н і В з параметрами відповідно зовнішнього та внутрішнього повітря. В силу конструктивних вимог в офісних і службових приміщеннях припливне повітря і повітря від фенкойлів подається в верхню зону, тому коефіцієнт ефективності повітрообміну:
де tуд, tпр, tр.з - температура повітря, що видаляється, припливного і повітря в робочій зоні відповідно.
З урахуванням нагрівання повітря, що видаляється в витяжних вентиляторах приймаємо, що на вході в градирні повітря буде мати температуру по сухому термометру 24,6 ° С і tм = 17,2 ° С.
Визначаємо загальну кількість явної теплоти, що відводиться в повітроохолоджувачах:
За формулою (1) визначаємо кінцеву температуру води на виході з градирні tw1 = 17,2 + 2 = 19,2 ° С.
Приймаємо перепад температур води в повітроохолоджувачі 2,5 ° С і обчислюємо температуру води на вході в градирню tw2 = tw1 + 2,5 = 21,7 ° С.
З огляду на конкретні умови монтажу обладнання на технічному поверсі, зокрема висоту приміщення, приймаємо до установки дві градирні з розрахунковим навантаженням 100,6 / 2 = 50,3 кВт. Вибираємо малогабаритні і високоефективні відкриті градирні TMR фірми DECSA і по комп'ютерній програмі при вихідних даних: Q = 50,3 кВт; tм1 = 17,2 ° С; tw2 = 21,7 ° С; tw1 = 19,2 ° С підбираємо градірню TMR-21, що має такі технічні характеристики:
- розрахункова теплове навантаження 50,3 кВт;
- максимальне теплове навантаження при заданих температурах 55,5 кВт;
- витрата води 4,81 л / с;
- втрати тиску в форсунках 30 кПа;
- втрати води на випаровування ~ 0,02 л / с;
- втрати води на дренаж ~ 0,05 л / с;
- витрата повітря 14 400 м3 / год;
- кількість вентиляторів 1 шт .;
- потужність електродвигуна 1 кВт;
- маса, нетто 470 кг;
- робоча маса, з водою 685 кг;
- габарити:
- довжина 1 280 мм;
- ширина 1 640 мм;
- висота 2 300 мм.
Як видно, витрата повітря в градирні 14 400 м3 / ч практично точно збігається з витратою повітря, що видаляється витяжними системами з офісів: Lуд = 14 500 м3 / год. Однак, з огляду на, що градирні працюють тільки в теплий період року при температурі зовнішнього повітря вище 20 ° С, в схемі передбачені обвідні повітряні лінії для видалення витяжного повітря в холодний і перехідні періоди року при відключенні градирень.
Кінцеві параметри повітря на виході з градирні визначаємо при його відносній вологості 90% з умови теплового балансу. Для цього обчислюємо значення ентальпії повітря на вході в градирню:
Визначаємо різницю ентальпій повітря на виході і на вході в градирню:
отже,
На Jd діаграмі будуємо точку «Г» з параметрами
j = 90%; J = 59,87 кДж / кг і знаходимо значення: tг = 21,7 ° С;
dг = 15 г / кг.
Розрахунок повітроохолоджувачів центральних кондиціонерів виконується по комп'ютерним програмам фірм - постачальників обладнання (так зроблено і в нашому проекті), однак для більшої наочності в цьому прикладі виконаємо розрахунок, використовуючи нашу вітчизняну традиційну методику «ручного» розрахунку повітронагрівачів, яка може бути застосована і для повітроохолоджувачів, так як в даному випадку процес охолодження йде при постійному влагосодержании без осушення.
На жаль, зарубіжні фірми не уявляють дані для «ручного» розрахунку теплообмінників, а комп'ютерні програми видають готові результати розрахунку, які не дозволяють аналізувати отримані дані.
Кілька років тому чеська фірма Remak надала автору понад п'ятсот експериментальних даних по дослідженню своїх дворядних воздухонагревателей, що застосовуються в вентиляційних системах серії VENTO.
На підставі математичної обробки наданих експериментальних даних автор отримав формули для «ручного» розрахунку, які використовуються в прикладі для кондиціонерів продуктивністю 15 400 м3 / ч, які обслуговують офісні приміщення.
Рекомендована масова швидкість повітря у фронтальному перерізі воздухоохладителя при сухому охолодженні 3-4 кг / м2 • ° С.
Визначаємо площу фронтального перетину воздухоохладителя при up = 3,5 кг / м2 • ° С:
Попередньо приймаємо, що воздухоохладитель збирається з чотирьох модульних паралельно встановлених по повітрю блоків з фронтальним перетином 800 х 500 мм і уточнюємо значення масової швидкості повітря:
Визначаємо кількість холоду в повітроохолоджувачі:
Визначаємо витрату води в повітроохолоджувачі при перепаді температур tw2 - tw1 = 21,7 - 19,2 = 2,5 ° С:
За даними фірми Remak живий перетин для проходу рідини в одному одиничному блоці 80-50 одно 0,000609 м2. Приймаємо щодо встановлення 8 блоків 80-50 в два ряди послідовно по ходу повітря по 4 блоки в одному ряду і обв'язуємо їх по воді послідовно-паралельно, як показано на рис. 3.
Малюнок 3.
Побудова процесів непрямого випарного охолодження на Jd діаграмі
Визначаємо швидкість в живому перетині трубок:
За запропонованою автором формулою обчислюємо значення коефіцієнта теплопередачі:
З рівняння теплового балансу визначаємо потрібну поверхню теплообміну воздухоохладителя. З огляду на невеликий перепад температур, розрахунок слід виконувати по среднелогаріфміческой різниці температур:
де D tб і D t м - велика і менша різниця температур повітря і води відповідно.
Зауважимо, що середньоарифметична різниця температур значно більше:
і її використання може призвести до помилкових результатів.
Визначаємо значення необхідної поверхні повітроохолоджувача:
Площа поверхні теплообміну одного дворядного блоку 80-50 - 14,9 м2, отже, сумарна фактична поверхня воздухоохладителя Fфак = 14,9 • 8 = 119,2 м2.
Запас поверхні нагрівання:
Запас поверхні більше 10%, отже, підібране устаткування забезпечить необхідне охолодження зовнішнього повітря.
Дуже важливе значення має енергетичний показник схеми. Для його оцінки доцільно використовувати умовний холодильний коефіцієнт, що представляє собою відношення отриманого холоду до сумарних енергетичних витрат для його отримання.
Кількість холоду, отримане в схемі від однієї градирні, становить Qхол = 50,3 кВт.
У витратах енергії враховуємо потужність, споживану вентилятором і насосом градирні Nв.г і Nн.г, і потужність, затрачену на подолання аеродинамічного опору повітроохолоджувачів в центральних кондиціонерах Nв.к. З комп'ютерного розрахунку знаходимо Nв.г = 1 кВт. Потужність, споживану насосом, визначаємо за формулою:
де Н - напір насоса в кПа;
Gw - продуктивність насоса, м3 / с;
hнас - ККД насоса.
Для нашого прикладу Nнг = 0,69 кВт.
Значення Nв.к визначаємо за аналогічною формулою:
де 0,065 - аеродинамічний опір воздухоохладителя, кПа.
Визначаємо значення умовного холодильного коефіцієнта:
Розрахунки показують, що навіть при використанні сучасних холодильних машин з холодильним коефіцієнтом ~ 6 кВт / кВт можна отримати реальний наведений холодильний коефіцієнт не більше 4,3 кВт / кВт, тобто при Qхол = 50,3 кВт споживана потужність складе не менше 11,69 кВт замість 2,26 кВт, тобто економія енергії в перерахунку на одну градірню становить 9,4 кВт. Всього в проектованої вежі встановлено 12 градирень TMR, тобто сумарне зниження підключається електроенергії складе 112,8 кВт, або в перерахунку за сучасними цінами за 1 кВт - 100 000 руб .:
крім того, вартість устаткування, яке застосовується в схемі, значно нижче вартості обладнання в схемах з чиллерамі.
література
1. Баркалов Б. В., Карпіс Е. Е. Кондиціювання повітря в промислових, громадських і житлових будівлях. - 2-е вид. - М.: Стройиздат, 1982.
2. Кокорін О. Я. Сучасні системи кондиціонування повітря. - М.: Фізматліт, 2003.
3. Кокорін О. Я. Енергозберігаючі системи кондиціонування повітря. - М., 2007..