Косвенное испарительное охлаждение приточного наружного воздуха в СКВ с доводчиками

М. Г. Тарабанов, директор НИЦ «Инвент», вице-президент НП «АВОК»

Системы двухступенчатого и косвенного испарительного охлаждения были хорошо известны специалистам еще в 1970–1980-е годы [1], однако широкого распространения в общественных зданиях эти системы не получили по трем основным причинам:

– отсутствие кондиционирования воздуха в таких зданиях;

– отсутствие необходимого отечественного высокоэффективного оборудования;

– в силу жесткой зависимости эффективности указанных систем от изменяющихся в широких пределах параметров наружного воздуха.

Сегодня ситуация коренным образом изменилась. Практически все вновь строящиеся или реконструируемые общественные здания оборудуются системами кондиционирования, проектировщики имеют возможность применять, а заказчики приобретать по приемлемым ценам современное высокоэффективное оборудование. Таким образом, можно считать, что первые две причины, препятствующие применению косвенного испарительного охлаждения, устранены и можно было бы ожидать появления интереса к нему. И действительно, уже в наше время много внимания этим системам уделил О. Я. Кокорин [2, 3].

СКВ с косвенным и двухступенчатым испарительным охлаждением классифицируют по пропуску воздуха через градирню (работающие на наружном воздухе; на воздухе, удаляемом из помещений; на смеси наружного и удаляемого воздуха).

Теоретически предельной температурой, до которой можно охладить воздух в СКВ с косвенным охлаждением, является температура точки росы воздуха, подаваемого в градирню, но это требует устройства многоступенчатых систем. Практически в одноступенчатых системах реальным пределом охлаждения является температура мокрого термометра воздуха, подаваемого в градирню.

Расчет таких систем следует выполнять с использованием J-d диаграммы в следующей последовательности.

На J-d диаграмме наносят точки с расчетными параметрами наружного (Н) и внутреннего (В) воздуха. В рассматриваемом примере по заданию на проектирование приняты значения: t_н = 30 °С; t_в = 24 °С; f_в = 50 %.

Для точек Н и В определяем значение температуры мокрого термометра:

t_мн = 19,72 °С; t_мв = 17,0 °С.

Как видно, значение tмн почти на 3 °С выше, чем tмв, следовательно, для большего охлаждения воды, а затем наружного приточного воздуха, целесообразно подавать в градирню воздух, удаляемый вытяжными системами из офисных помещений.

Заметим, что при расчете градирни требуемый расход воздуха может оказаться больше удаляемого из кондиционируемых помещений. В этом случае в градирню надо подавать смесь наружного и удаляемого воздуха и в качестве расчетной принимать температуру мокрого термометра смеси.

Из расчетных компьютерных программ ведущих фирм – производителей градирен находим, что минимальный перепад между конечной температурой воды на выходе из градирни t_w1 и температурой мокрого термометра t_вм подаваемого в градирню воздуха следует принимать не менее 2 °С, то есть:

t_w2 =t_w1 +(2,5...3) °С. (1)

Для достижения более глубокого охлаждения воздуха в центральном кондиционере принимают конечную температуру воды на выходе из воздухоохладителя и на входе в градирню t_w2 не более чем на 2,5 выше, чем на выходе из градирни, то есть:

t_вк ≥ t_w2 +(1...2) °С. (2)

Обратим внимание, что от температуры t_w2 зависит конечная температура охлаждаемого воздуха и поверхность воздухоохладителя, так как при поперечном течении воздуха и воды конечная температура охлаждаемого воздуха не может быть ниже t_w2.

Обычно конечную температуру охлаждаемого воздуха рекомендуется принимать на 1–2 °С выше конечной температуры воды на выходе из воздухоохладителя:

t_вк ≥ t_w2 +(1...2) °С. (3)

Таким образом, при выполнении требований (1, 2, 3) можно получить зависимость, связывающую температуру мокрого термометра воздуха, подаваемого в градирню, и конечную температуру воздуха на выходе из охладителя:

t_вк =t_вм +6 °С. (4)

Заметим, что в примере на рис. 7.14 [3] приняты значения t_вм = 19 °С и t_w2 – t_w1 = 4 °С. Но при таких исходных данных, вместо указанного в примере значения t_вк = 23 °С, можно получить конечную температуру воздуха на выходе из воздухоохладителя не ниже 26–27 °С, что делает всю схему бессмысленной при t_н = 28,5 °С.

Проектное решение, предложенное для высотной башни спортивного комплекса, рассмотрим на конкретном примере для нижнего технического этажа на отм. +36 м. Принципиальная, она же расчетная, схема СКВ с косвенным испарительным охлаждением показана на рис. 1, а построение процесса на J-d диаграмме – на рис. 2.

Рисунок 1 (подробнее)   Принципиальная и расчетная схема косвенного испарительного охлаждения для кондиционеров одного технического этажа

Рисунок 2. Построение процессов косвенного испарительного охлаждения на J-d диаграмме

Решение

На J-d диаграмме наносим точки Н и В с параметрами соответственно наружного и внутреннего воздуха. В силу конструктивных требований в офисных и служебных помещениях приточный воздух и воздух от фэнкойлов подается в верхнюю зону, поэтому коэффициент эффективности воздухообмена:

где t_уд, t_пр, t_р.з – температура удаляемого, приточного и воздуха в рабочей зоне соответственно.

С учетом нагревания удаляемого воздуха в вытяжных вентиляторах принимаем, что на входе в градирни воздух будет иметь температуру по сухому термометру 24,6 °С и t_м = 17,2 °С.

Определяем общее количество явной теплоты, отводимой в воздухоохладителях:

По формуле (1) определяем конечную температуру воды на выходе из градирни t_w1 = 17,2 + 2 = 19,2 °С.

Принимаем перепад температур воды в воздухоохладителе 2,5 °С и вычисляем температуру воды на входе в градирню t_w2 = t_w1 + 2,5 = 21,7 °С.

Учитывая конкретные условия монтажа оборудования на техническом этаже, в частности высоту помещения, принимаем к установке две градирни с расчетной нагрузкой 100,6 / 2 = 50,3 кВт. Выбираем малогабаритные и высокоэффективные открытые градирни TMR фирмы DECSA и по компьютерной программе при исходных данных: Q = 50,3 кВт; t_м1 = 17,2 °С; t_w2 = 21,7 °С; t_w1 = 19,2 °С подбираем градирню TMR-21, имеющую следующие технические характеристики:

– расчетная тепловая нагрузка 50,3 кВт;

– максимальная тепловая нагрузка при заданных температурах 55,5 кВт;

– расход воды 4,81 л/с;

– потери давления в форсунках 30 кПа;

– потери воды на испарение ~0,02 л/с;

– потери воды на дренаж ~0,05 л/с;

– расход воздуха 14 400 м³/ч;

– количество вентиляторов 1 шт.;

– мощность электродвигателя 1 кВт;

– масса, нетто 470 кг;

– рабочая масса, с водой 685 кг;

– габариты:

– длина 1 280 мм;

– ширина 1 640 мм;

– высота 2 300 мм.

Как видно, расход воздуха в градирне 14 400 м³/ч практически точно совпадает с расходом воздуха, удаляемого вытяжными системами из офисов: L_уд = 14 500 м³/ч. Однако, учитывая, что градирни работают только в теплый период года при температуре наружного воздуха выше 20 °С, в схеме предусмотрены обводные воздушные линии для удаления вытяжного воздуха в холодный и переходные периоды года при отключении градирен.

Конечные параметры воздуха на выходе из градирни определяем при его относительной влажности 90 % из условия теплового баланса. Для этого вычисляем значение энтальпии воздуха на входе в градирню:

Определяем разность энтальпий воздуха на выходе и на входе в градирню:

следовательно,

На J-d диаграмме строим точку «Г» с параметрами

j = 90 %; J = 59,87 кДж/кг и находим значения: t_г = 21,7 °С;

d_г = 15 г/кг.

Расчет воздухоохладителей центральных кондиционеров выполняется по компьютерным программам фирм – поставщиков оборудования (так сделано и в нашем проекте), однако для большей наглядности в настоящем примере выполним расчет, используя нашу отечественную традиционную методику «ручного» расчета воздухонагревателей, которая применима и для воздухоохладителей, так как в данном случае процесс охлаждения идет при постоянном влагосодержании без осушки.

К сожалению, зарубежные фирмы не представляют данные для «ручного» расчета теплообменников, а компьютерные программы выдают готовые результаты расчета, которые не позволяют анализировать полученные данные.

Несколько лет назад чешская фирма Remak предоставила автору более пятисот экспериментальных данных по исследованию своих двухрядных воздухонагревателей, применяемых в вентиляционных системах серии VENTO.

На основании математической обработки предоставленных экспериментальных данных автор получил формулы для «ручного» расчета, которые используются в примере для кондиционеров производительностью 15 400 м³/ч, обслуживающих офисные помещения.

Рекомендуемая массовая скорость воздуха во фронтальном сечении воздухоохладителя при сухом охлаждении 3–4 кг/м²•°С.

Определяем площадь фронтального сечения воздухоохладителя при up = 3,5 кг/м²•°С:

Предварительно принимаем, что воздухоохладитель собирается из четырех модульных параллельно установленных по воздуху блоков с фронтальным сечением 800 х 500 мм и уточняем значение массовой скорости воздуха:

Определяем количество холода в воздухоохладителе:

Определяем расход воды в воздухоохладителе при перепаде температур t_w2 – t_w1 = 21,7 – 19,2 = 2,5 °С:

По данным фирмы Remak живое сечение для прохода жидкости в одном единичном блоке 80–50 равно 0,000609 м². Принимаем к установке 8 блоков 80–50 в два ряда последовательно по ходу воздуха по 4 блока в одном ряду и обвязываем их по воде последовательно-параллельно, как показано на рис. 3.

Рисунок 3. Построение процессов косвенного испарительного охлаждения на J-d диаграмме

Определяем скорость в живом сечении трубок:

По предложенной автором формуле вычисляем значение коэффициента теплопередачи:

Из уравнения теплового баланса определяем требуемую поверхность теплообмена воздухоохладителя. Учитывая небольшой перепад температур, расчет следует выполнять по среднелогарифмической разности температур:

где Dt_б и Dt_м – большая и меньшая разность температур воздуха и воды соответственно.

Заметим, что среднеарифметическая разность температур значительно больше:

и ее использование может привести к ошибочным результатам.

Определяем значение требуемой поверхности воздухоохладителя:

Площадь поверхности теплообмена одного двухрядного блока 80–50 – 14,9 м², следовательно, суммарная фактическая поверхность воздухоохладителя F_фак = 14,9 • 8 = 119,2 м².

Запас поверхности нагрева:

Запас поверхности более 10 %, следовательно, подобранное оборудование обеспечит необходимое охлаждение наружного воздуха.

Очень важное значение имеет энергетический показатель схемы. Для его оценки целесообразно использовать условный холодильный коэффициент, представляющий собой отношение полученного холода к суммарным энергетическим затратам для его получения.

Количество холода, полученное в схеме от одной градирни, составляет Q_хол = 50,3 кВт.

В затратах энергии учитываем мощность, потребляемую вентилятором и насосом градирни N_в.г и N_н.г, и мощность, затрачиваемую на преодоление аэродинамического сопротивления воздухоохладителей в центральных кондиционерах N_в.к. Из компьютерного расчета находим N_в.г = 1 кВт. Мощность, потребляемую ­насосом, определяем по формуле:

где Н – напор насоса в кПа;

G_w – производительность насоса, м³/с;

h_нас – КПД насоса.

Для нашего примера N_нг= 0,69 кВт.

Значение N_в.к определяем по аналогичной формуле:

где 0,065 – аэродинамическое сопротивление воздухоохладителя, кПа.

Определяем значение условного холодильного коэффициента:

Расчеты показывают, что даже при использовании современных холодильных машин с холодильным коэффициентом ~6 кВт/кВт можно получить реальный приведенный холодильный коэффициент не более 4,3 кВт/кВт, то есть при Q_хол = 50,3 кВт потребляемая мощность составит не менее 11,69 кВт вместо 2,26 кВт, то есть экономия энергии в пересчете на одну градирню составляет 9,4 кВт. Всего в проектируемой башне установлено 12 градирен TMR, то есть суммарное снижение подключаемой электроэнергии составит 112,8 кВт, или в пересчете по современным ценам за 1 кВт – 100 000 руб.:

SЭ = 112,8 • 100 000 = 11,28 млн руб.,

кроме того, стоимость оборудования, применяемого в схеме, значительно ниже стоимости оборудования в схемах с чиллерами.

Литература

1. Баркалов Б. В., Карпис Е. Е. Кондиционирование воздуха в промышленных, общественных и жилых зданиях. – 2-е изд. – М. : Стройиздат, 1982.

2. Кокорин О. Я. Современные системы кондиционирования воздуха. – М. : Физматлит, 2003.

3. Кокорин О. Я. Энергосберегающие системы кондиционирования воздуха. – М., 2007.

Читать другие статьи по данной теме

- Системы вытесняющей вентиляциидля промышленных зданий - Вентиляция - там, где это необходимо - Вентиляция, отопление и охлаждение зала ресторана - Расчет мощности систем охлаждения помещений