Численные значения параметров воздуха в характерных точках скв

Точки	Параметры воздуха
	t ,С	h , кДж/кг	d , г/кг	
Н
К
О
П
В
У

Используя данные, считанные с h-d диаграммы, рассчитываются следующие характеристики процесса, необходимые для подбора оборудования.

1. Требуемый расчетный воздухообмен в помещении, G, кг/с,

G = Q / ( h_У – h_П ) = W / ( d_У – d_П ). (4.10)

2. Требуемая расчетная теплопроизводительность калорифера первого подогрева, Q₁, кВт,

Q₁ = G(h_К – h_Н) . (4.11)

3. Требуемый количество воды, В, кг/с, испаряемой в камере орошения

В = G(d_O – d_K)10^-3 . (4.12)

4. Требуемая расчетная теплопроизводительность калорифера второго подогрева, Q₂, кВт,

Q₂ = G(h_П – h_О) . (4.13)

Лекция 23. ПОВЫШЕНИЕ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМ ЦЕНТРАЛЬНОГО КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ

Для экономии энергии, затрачиваемой на обработку воздуха в системах кондиционирования, широко применяются различные разновидности рециркуляционных схем. Такие схемы подразумевают частичное или полное использование для притока уходящего воздуха, прошедшего соответствующую обработку. При частичной рециркуляции теплый уходящий воздух подмешивается к холодному наружному. В результате этого снижается требуемый расход теплоты в калорифере зимой. Параметры смеси С, полученные при смешении наружного воздуха, имеющего параметры Н, с уходящим воздухом, имеющем параметры У, интерпретируются на h-d диаграмме точкой, лежащей на линии смеси (прямой, соединяющей точки Н и У), как показано на рис 4.7.

Рис 4.7. Зимний процесс обработки воздуха в СКВ

с часчичной рециркуляцией внутреннего воздуха

На этом рисунке длины отрезков НС и УС обратно пропорциональны расходам смешиваемого воздуха,

, (4.14)

где G_Н и G_Р - расходы, кг/с, наружного воздуха с параметрами Н и рециркуляционного воздуха с параметрами У.

В рассмотренном случае рециркуляционная линия врезается в цепь центрального кондиционера перед калорифером первого подогрева и поэтому воздух на входе в калорифер при прочих равных условиях имеет более высокие параметры, по сравнению с прямоточной схемой, в которой к калориферу подводится не смесь, а холодный наружный воздух (h_C  h_Н). Процесс нагрева в калорифере первого подогрева в данном случае графически интерпретируется отрезком СК и, следовательно, требуемая расчетная теплопроизводительность калорифера определяется, как

Q₁ = G(h_К – h_С) . (4.15)

Данная схема может применяться в том случае, когда точка смеси не выходит за пределы области ненасыщенного водяного пара, то есть при _С  100% [2].

При выходе параметров точки С за пределы области ненасыщенного водяного пара в область жидкости (при _С  100%), во избежание возможной конденсации водяных паров внутри корпуса кондиционера, рекомендуется врезка рециркуляционной линии между калорифером первого подогрева и оросительной камерой. Зимний процесс обработки воздуха при этом схематично показан на рис. 4.8.

Рис. 4.8. Зимний процесс обработки воздуха

при врезке рециркуляционной линии между

калорифером первого подогрева и оросительной

камерой

Рециркуляция является наиболее радикальным средством повышения энергоэффективности систем кондиционирования воздуха, позволяющим снижать затраты энергии на приготовление заданного расхода воздуха требуемых параметров. Однако в ряде случаев использование рециркуляции невозможно. При проектировании систем кондициони-рования, предназначенных для обслуживания помещений, в которых рециркуляция воздуха недопустима, повышение энергоэффекивности достигается за счет использования теплоутилизаторов. Наиболее распространены рекуперативные теплоутилизаторы с промежуточным теплоносителем. Схема системы центрального кондиционирования с указанным типом теплоутилизатора представлена на рис. 4.9. На рис. 4.10 показан зимний процесс обработки воздуха в такой системе. Здесь У-У^’охлаждение уходящего воздуха при взаимодействии с промежуточным теплоносителем в теплоприемнике рекуперативной теплоутилизационной установки. Н-Н^’ нагрев приточного воздуха при взаимодействии с промежуточным теплоносителем в теплопередатчике рекуперативной теплоутилизационной установки.

Рис. 4.9. Принципиальная схема системы кондиционирования с рекуперативным теплоутилизатором и промежуточным теплоносителем:

1 – рекуперативный теплоприемник утилизационной установки;

2 – рекуперативный теплопередатчик утилизационной установки;

3 – калорифер первого подогрева; 4 – оросительная камера;

5 – калорифер второго подогрева

Рис. 4.10. Схема зимнего процесса обработки воздуха в системе кондиционирования с утилизацией теплоты на базе рекуперативных теплообменников

с промежуточным теплоносителем

В качестве промежуточного теплоносителя в таких теплоутилизационных установках чаще всего используется смесь, состоящая из 35% этиленгликоля и 65% дистилированной воды, которая замерзает при температуре ниже  21С.

Эффективность теплоутилизационных установок принято оценивать показателем _c, представляющим собой отношение полного количества теплоты, реально передаваемого приточному воздуху в данной теплоутилизационной установке, к максимально возможному количеству теплоты, определяющемуся разностью энтальпий утилизируемого и приточного воздуха

,

где , , h_У – энтальпии соответствующих точек по схеме рис. 4.10.

По данным VTS CLIMA максимальное значение показателя эффективности теплоутилизационных установок с промежуточным теплоносителем - _с , даже при условии конденсации водяных паров из утилизируемого воздуха, не превышает 45%. Однако, несмотря на не очень высокую эффективность, широкое практическое использование теплоутилизаторов этого типа обусловлено рядом конструктивных преимуществ, главные из которых: возможность расположения приточной и вытяжной части на значительном расстоянии друг от друга и полное исключение проникновения удаляемого воздуха обратно в помещение за счет невозможности перетоков между вытяжным и приточным каналами.

Более высокие значения показателя эффективности теплоутилизации (_с  до 70%) могут быть получены в теплоутилизационных установках на основе пластинчатых теплообменников перекресного тока, схематично показанных на рис. 4.11.

а. б.

Рис. 4.11. Пластинчатый теплообменник перекрестного тока: а – фрагмент пластинчатой поверхности теплообмена; б – схема установки теплообменника в корпусе кондиционера: 1 – теплообменник; 2 – cтворчатый воздушный клапан

Пластинчатые теплообменники изготавливают из плоских алюминиевых пластин, между которыми перекрестноточно протекают два полностью разделенных потока воздуха, как показано на схеме рис 4.11а. Обозначение точек на рис. 4.11б соответствует процессу, схематично показанному в h-d диаграмме на рис. 4.10. Теплопередача между утилизируемым и приточным воздухом осуществляется через тонкие алюминиевые стенки. Для увеличения теплообменной поверхности между плоскими пластинами дополнительно устанавливают пластины  -, U - или П - образного профиля. На выходе утилизируемого воздуха (точка У’) устанавливается сепаратор-каплеуловитель и поддон для сбора конденсата, которые на принципиальной схеме не показаны. На стороне приточного воздуха, пластинчатый теплообменник 1 обязательно должен иметь параллельный обводной канал (байпас), предназначенный для пропуска наружного воздуха мимо теплообменника в том случае, когда имеется опасность замерзания выпадающего из уходящего воздуха конденсата на внутренней тепловоспринимающей поверхности пластин при очень низких температурах наружного воздуха. Для переключения движения воздушных потоков через теплообменник и байпас служит створчатый воздушный клапан 2.

Возможность намерзания выпадающего конденсата на теплообменной поверхности является основным недостатком пластинчатых рекуперативных теплоутилизаторов, значительно снижающим реальную эффективность их использования в холодный период года. Поэтому пластинчатые перекрестноточные теплообменники наиболее рационально использовать для утилизации явной теплоты при невысокой (до 30%) относительной влажности уходящего вентиляционного воздуха.

Этого недостатка лишены роторные регенеративные теплоутилиза-торы с регулируемой частотой вращения ротора, показанные на рис. 4.12.

а. б.

Рис. 4.12. Роторный регенеративный теплоутилизатор: а – роторный теплоаккумулирующий элемент; б – схема установки роторного теплоутилизатора в корпусе центрального кондиционера

Ротор заполнен волнистой алюминиевой фольгой, которая, нагреваясь, воспринимает теплоту пропускаемого через нее уходящего воздуха, а затем при повороте ротора отдает ее наружному воздуху. Утилизируемый и утилизирующий потоки воздуха движутся через ротор в режиме противотока. Максимально допустимая скорость воздуха 4,5 м/с.

Скорость вращения ротора может изменяться регулятором вращения от 3 до 11 об/мин. При угрозе намерзания конденсата на насадке ротора автоматика снижает скорость вращения, что позвояет увеличить интенсивность прогревания ротора теплым воздухом.

Возможны два варианта заполнения роторных регенеративных элементов: несорбирующее заполнение (негигроскопичные роторы) и сорбирующее заполнение (гигроскопичные роторы). Первый вариант заполнения регенеративного элемента предназначен для утилизации явной теплоты, хотя при значительной глубине охлаждения уходящего воздуха до температуры, меньшей точки росы, позволяет частично утилизировать и некоторое количество удаляемой влаги. Второй вариант заполнения предназначен для совместной утилизации полной теплоты уходящего воздуха и влаги в любых эксплуатационных режимах (независимо от температуры точки росы).

Гигроскопичные роторы отличаются от негигроскопичных тем, что их аккумулирующая масса пропитана или покрыта слоем абсорбента, который обеспечивает поглощение влаги из удаляемого воздуха и передачу ее в процессе десорбции приточному воздуху. В качестве абсорбентов чаще всего используются растворы гигроскопических солей: хлористого или бромистого лития (LiCl; LiBr).

За счет одновременной утилизации теплоты и влаги показатель эффективности _с современных сорбирующих роторных регенеративных утилизаторов с гигроскопичным заполнением, по данным VTS CLIMA, может достигать 80 %.

Наряду с высокой энергоэффективностью основными достоинствами роторных теплоутилизаторов являются: компактность, экономичность и возможность исключения намерзания конденсата путем регулирования скорости вращения ротора.

Основным конструктивным недостатком является наличие вращающегося элемента, дополнительный расход электроэнергии и возможность проникновения запахов и вредностей обратно в помещение за счет частичных перетоков удаляемого воздуха в приточный канал. Величина перетоков воздуха в некоторых конструкциях роторных теплоутилизаторов может достигать 35 %. Для предотвращения этого нежелательного явления в канале приточного воздуха необходимо создавать воздушный подпор (избыточное давление), в то время, как вытяжной канал должен работать под разрежением.

Графики, иллюстрирующие в h-d диаграмме механизмы процессов энергоутилизации влажного воздуха при различных условиях использования рассмотренного выше оборудования, показаны на рис. 4.13.

Рис. 4.13. Схемы характерных процессов изменения состояния приточного и вытяжного воздуха при утилизации теплоты:

а – процесс в любых негигроскопичных теплоутилизаторах при температуре приточного воздуха, большей точки росы tП  tР; б – процесс в любых рекуперативных теплоутилизаторах при температуре приточного воздуха, меньшей точки росы tП  tР; в – в регенеративном теплоутилизаторе негигроскопичным ротором при температуре приточного воздуха, меньшей точки росы tП  tР; в – в регенеративном теплоутилизаторе гигроскопичным ротором, независимо от температуры приточного воздуха и точки росы

Эти графики предоставляют возможность наглядного сравнения энергоэффективности различных теплоутилизаторов в различных условиях работы, определяя основное направление поиска наиболее рациональных технических решений.

Лекция 24. ЛЕТНИЕ ПРОЦЕССЫ ОБРАБОТКИ ВОЗДУХА В ЦЕНТРАЛЬНЫХ КОНДИЦИОНЕРАХ

Анализируя зимние процессы кондиционирования, представленные на рис. 4.6 – 4.10, видим, что для достижения требуемых параметров приточного воздуха в холодный период года, независимо от принятой технологической схемы, необходим нагрев и увлажнение приточного воздуха. Этим зимние процессы принципиально отличаются от летних -, для которых, в большинстве случаев, основными являются противоположные методы обработки - охлаждение и осушение воздуха.

Схема летнего процесса обработки воздуха в прямоточной системе кондиционирования показана на рис. 4.14

Рис. 4.14. Схема летнего процесса обработки воздуха

в прямоточной системе кондиционирования

На этом рисунке точка Н – параметры наружного воздуха; процесс НО – охлаждение с одновременным осушением наружного воздуха в камере орошения или в поверхностном воздухоохладителе; ОП – нагрев в калорифере второго подогрева; точки П, В и У – параметры приточного, внутреннего и уходящего воздуха из кондиционируемого помещения; ПУ – процесс изменения состояния воздуха в помещении, происходящий под действием избыточных тепло- и влаговыделений.

Методика построения такого процесса во многом совпадает с методикой построения зимнего процесса обработки воздуха в прямоточной системе, описанной ранее в разделе 4.2. В частности, первые 6 пунктов обеих методик полностью совпадают. Различие заключается лишь в том, что седьмым пунктом при построении летнего процесса проводится прямая, соединяющая точки Н и О, определяющая характерный для летнего режима процесс охлаждения и осушения воздуха, осуществляемый в камере орошения или поверхностном воздухоохладителе центрального кондиционера. По параметрам этого процесса определяются требуемая охлаждающая мощность одного из этих элементов Q_охл, кВт, и расчетное количество конденсирующейся в нем влаги, W_к, кг/с. Для расчета используются следующие зависимости:

Q_охл = G(h_Н - h_О) , (4.16)

где G - расчетный воздухообмен в помещении в летний период, кг/с;

h_Н и h_О - теплосодержание воздуха в точках Н и О, кДж/кг, считанное с h-d диаграммы;

W_к = G(d_Н - d_О)10^-3 , (4.17)

где d_Н и d_О - влагосодержание воздуха в точках Н и О, г/кг, считанное с h-d диаграммы.

Прямоточные схемы обработки воздуха не экономичны, так как требуют больших затрат искусственного холода (а, следовательно, электроэнергии) в летний период. Более экономичными являются схемы с частичной и полной рециркуляцией. Схема летнего процесса обработки воздуха в системе кондиционирования с частичной рециркуляцией показана на рис. 4.15.

Рис. 4.15. Схема летнего процесса обработки воздуха

в системе кондиционирования с частичной рециркуляцией

Этот процесс отличается от прямоточного тем, что наружный воздух с параметрами Н перед охлаждением смешивается с частью уходящего воздуха, имеющего параметры У. В результате возникает точка смеси с параметрами С. Из рис.4.15 видно, что энтальпия смеси всегда меньше энтальпии наружного воздуха (h_С  h_Н), поэтому для охлаждения смеси требуется меньшее количество холода (а, следовательно, электроэнергии), чем для охлаждения наружного воздуха. В этом заключается энергосберегающий эффект рециркуляции в летний период.

Параметры точки смеси определяются по формуле, аналогичной (4.14) из условия обратопропорциональности отрезков НС и УС расходам смешиваемого воздуха,

, (4.18)

где G_Н и G_Р - расходы, кг/с, наружного воздуха с параметрами Н и рециркуляционного воздуха с параметрами У.

Требуемая охлаждающая мощность камеры орошения или поверхностного воздухоохладителя Q_охл, кВт, в данном случае составляет

Q_охл = G(h_С - h_О) , (4.19)

где h_С и h_О - значения энтальпии воздуха в точках С и О, кДж/кг, считанные с h-d диаграммы.

Расчетное количество конденсирующейся влаги W_к, кг/с, составляет

W_к = G(d_С - d_О)10^-3 , (4.20)

где d_С и d_О - значения влагосодержаний воздуха в точках С и О, г/кг, считанные с h-d диаграммы.

В случае, когда рециркуляция воздуха в кондиционируемом помещении не допустима по санитарно-гигиеническим соображениям, установленным требованиями СНиПа [10], в качестве энергосберегающего мероприятия реализуется схема кондиционирования с рекуперативным теплоутилизатором и промежуточным теплоносителем, показанная на рис. 4.8.

Летний процесс обработки воздуха по этой схеме показан на рис. 4.16. На этой схеме точка Н’ характеризует параметры наружного воздуха, охлажденного в рекуперативном теплопередатчике, 2, теплоутилизационной установки, показанной на рис.4.8. Точка У’ характеризует параметры уходящего воздуха, подогретого в рекуперативном теплоприемнике, 1, этой же теплоутилизационной установки. Следует понимать, что в летний период температурные напоры между воздухом и промежуточным теплоносителем в обоих рекуперативных теплообменниках минимальны. Поэтому, даже при значительной поверхности нагрева, эффективность рекуперативных теплоутилизаторов в летний период гораздо меньше, чем в зимний.

Рис. 4.16. Схема летнего процесса обработки воздуха

в системе кондиционирования с рекуперативным

теплоутилизатором и промежуточным теплоносителем

Кроме того, физические возможности рекуперативных теплоутилиза-торов по количеству утилизируемого холода существенно ограничены по сравнению с возможностями рециркуляционных схем, так как теплоутилизаторы способны изменять только температуру, в то время как при рециркуляции изменяется результирующее теплосодержание воздуха.

Требуемая охлаждающая мощность камеры орошения или поверхностного воздухоохладителя центрального кондиционера при использовании теплоутилизаторов данного типа определяется, как

Q_охл = G(h_Н’ - h_О) , (4.21)

где h_Н’ и h_О - значения энтальпии воздуха в точках Н’ и О, кДж/кг.

Расчетное количество конденсирующейся влаги W_к, кг/с, составляет

W_к = G(d_С - d_О)10^-3 , (4.22)

где d_Н’ и d_О - значения влагосодержания воздуха в точках Н’ и О, г/кг.

Требуемая холодопроизводительность источника искусственного холода (холодильной машины) Q_х , кВт, во всех рассмотренных случаях определяется с учетом запаса, как

Q_х = (1,151,2)Q_охл . (4.23)

На основании полученного значения Q_х по справочным данным подбирается типовая холодильная машина требуемого номинала. При режиме работы машины, отличающемся от стандартного, обязательно выполняется поверочный расчет с определением фактической холодопроизводительности машины в реальных условиях. Кроме того, определяется достаточность использованных в данной холодильной машине поверхностей испарителя и конденсатора по методике [2].