Вентиляторные конвекторы: оценка компоновок теплообменника и вентилятора

В. И. Сасин, канд. техн. наук, эксперт, член президиума НП «АВОК», генеральный директор НТФ ООО «Витатерм»	В. Д. Кушнир, инженер МГСУ, старший научный сотрудник НТФ ООО «Витатерм»

Повышению энергоэффективности систем отопления уделяется большое внимание и в последние годы достигается, в частности, понижением расчетных параметров теплоносителя до 60/40 °С и даже до 50/30 °С, т. е. до температурного напора 30 °С и 20 °С [1]. Это связано с широким распространением в современных системах отопления тепловых насосов, эффективность которых резко падает при температурных напорах выше 50 °С.

При таких параметрах теплоносителя использование вентиляторных конвекторов (рис. 1) позволяет наиболее оптимальным образом решить проблему комфортного отопления, а зачастую и охлаждения обслуживаемых помещений, причем не только в странах с теплым климатом.

Рисунок 1. Вентиляторный конвектор

В режиме отопления вентиляторные конвекторы (ВК) удачно сочетаются с плинтусными конвекторами, обеспечивающими благоприятный тепловой режим отапливаемых помещений, и позволяют оперативно менять результирующую температуру в этих помещениях, оптимизируя при этом расход энергии на отопление. В этой ситуации актуальной является задача повышения энергоэффективности вентиляторных конвекторов и их совершенствования.

Важнейшей составляющей конструктивного исполнения ВК является комбинация теплообменника и вентилятора, объединенных между собой коротким воздуховодом. В настоящей работе приведены результаты оценки эффективности различных комбинаций таких сочетаний.

Учитывая специфику работы рециркуляционных вентиляторных конвекторов, при которой забор и подача нагретого или охлажденного воздуха осуществляются в одном и том же помещении при неизменном барометрическом давлении, для проведения объективных испытаний необходимо определение не только теплового потока ВК, но и соответствующего расхода воздуха через его теплообменник.

Для проведения таких испытаний был использован специальный теплоаэродинамический (калориферный) стенд лаборатории отопительных приборов НИИсантехники, показанный на рис. 2. На вертикальном патрубке этого стенда (рис. 2, поз. 8) монтируется комбинация вентилятора (5) и теплообменника (6) вентиляторного конвектора. Стенд обеспечивает равенство давления воздуха снаружи стенда и внутри его у отборника статического давления (11), характерного для условий работы рециркуляционного ВК. Соответствующий этому условию расход воздуха регулировался дроссельной заслонкой (13), установленной перед центробежным вентилятором стенда (14). Расход воздуха определялся по перепаду давлений на лемнискатном коллекторе (12). Этот стенд был оснащен набором таких коллекторов с диаметром от 25 до 250 мм, использование одного из которых определялось необходимостью сведения к минимуму погрешности при определении расхода воздуха через вентиляторный конвектор.

Рисунок 2. Стенд для испытаний вентиляторных конвекторов: 1 – электрокотел, 2 – центробежный насос, 3 – дифманометр для измерения, расхода воды через теплообменник, 4 – ртутный термометр, 5 – вентилятор ВК, 6 – теплообменник ВК, 7 – микроманометр ММН-240, 8 – патрубки для присоединения макетов к аэродинамической камере, 9 – перфорированная перегородка, 10 – камера статического давления, 11 – отборник статического давления, 12 – набор измерительных лемнискатных коллекторов, 13 – дроссельная заслонка, 14 – центробежный вентилятор аэродинамической камеры

В качестве теплообменника был использован характерный для вентиляторных конвекторов, работающих в режиме вынужденной конвекции, медно-алюминиевый нагревательный элемент с размерами по фронту 150×500 мм, с двумя рядами по ходу воздуха круглых медных труб 10×0,5 мм (по шесть в каждом ряду). Трубы расположены в коридорной компоновке и соединены последовательно по ходу теплоносителя калачами. Пластины гладкие алюминиевые с глубиной по ходу воздуха 50 мм (с размером условного квадратного ребра на одну трубу 25×25 мм) и толщиной 0,25 мм. Наружный диаметр труб 10,4 мм после дорнования на 0,4 мм с целью обеспечения надежного теплового контакта труб с оребрением. Шаг пластин 2,5 мм.

Для оценки эффекта турбулизации потока воздуха на эффективность теплопередачи теплообменника, в зависимости от варианта подсоединения того или иного типа вентилятора, были предварительно проведены испытания указанного теплообменника без вентиляторов. В этом случае теплообменник устанавливался непосредственно на вертикальной стенке стенда и испытывался как традиционный калорифер.

Испытания ВК проводились в режимах нагрева и сухого охлаждения воздуха. Тепловые характеристики комбинаций теплообменника и вентиляторов, а также теплообменника без вентилятора Q, Вт, определялись по водяному и воздушному балансам, в зависимости от расходов воздуха и теплоносителя и соответствующих перепадов их температур, при атмосферном давлении около 100 кПа и относительной влажности воздуха ниже 40 %.

При оценке энергоэффективности различных конструктивных значений ВК удобно представлять тепловые характеристики традиционным [2, 3] степенным нормированным уравнением зависимости коэффициента теплопередачи k, Вт/(м²·⁰С), от температурного напора Θ, ⁰С, массной скорости воздуха во фронтальном сечении теплообменника νρ, кг/(м² · с), и скорости воды в трубах w, м/с

k = k_н • (Θ / Θ_н)^r [(νρ) / (νρ)_н]^m • (w / w_н)ⁿ. (1)

Значение коэффициента теплопередачи определяется на основе балансовых испытаний по формуле

Q = k • F • Θ = (νρ) • f_ф  •C_вз (t_вз2 – t_вз1) = w • f_т • ρ_в  •C_в (t_в1 – t_в2), (2)

где в формулах (1) и (2)

Q– тепловой поток теплообменника, Вт;

k – фактический коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·⁰С), отнесенный к общей площади наружной поверхности теплообменника F =3,269 м²;

k_н – номинальный коэффициент теплопередачи теплообменника без вентилятора, отнесенный к нормативным условиям, Вт/(м²·⁰С);

Θ – температурный напор между средними температурами  теплоносителя и воздуха, °С;

Θ_н – температурный напор при нормативных условиях, °С, при испытаниях принятый равным 70 °С в режиме нагрева воздуха и 20 °С в режиме сухого охлаждения воздуха;

νρ – фактическая массная скорость воздуха во фронтальном сечении теплообменника, кг/(м²·с);

(νρ)_н – нормативная массная скорость воздуха во фронтальном сечении теплообменника, принятая равной 1,6 кг/(м²·с);

f_ф – площадь фронтального сечения теплообменника, равная 0,075 м²;

t_вз1 и t_вз2 – температура воздуха на входе и выходе, °С;

t_в1 и t_в2 – температура воды на входе и выходе, °С;

w – фактическая скорость воды в трубах, м/с;

w_н – средняя нормативная скорость воды в трубах, принятая равной 0,45 м/с в режиме нагрева и 0,74 м/с в режиме охлаждения;

f_т – площадь сечения для прохода теплоносителя, равная 0,0001359 м²;

ρ_в – средняя плотность воды, кг/м³;

С_вз – изобарная удельная теплоемкость воздуха на входе в теплообменник, Дж/(кг·°С);

С_в – средняя изобарная удельная теплоемкость воды, Дж/(кг·°С);

r, m, n – эмпирические показатели степени, полученные в ходе испытаний ВК.

По результатам тепловых испытаний теплообменника без вентилятора применительно к формуле (1) был определен числовой массив {k_н ; r; m; n}, вычисленный методом наименьших квадратов для различных режимов работы теплообменника, с компонентами для перекрестноточных теплообменников без вентиляторов {20,7; 0,04; 0,55; 0,17} в режиме нагрева воздуха и {19,6; –0,1; 0,46; 0,11} в режиме охлаждения воздуха.

Для оценки эффективности различных вариантов компоновки теплообменника с вентилятором в вентиляторных конвекторах был изготовлен ряд образцов ВК, схемы которых, наряду с результатами их испытаний, приведены в таблице. Данные тепловых испытаний этих образцов при указанных выше номинальных скоростях движения воды в трубках (0,45 м/с при нагреве и 0,74 м/с при охлаждении) были аппроксимированы уравнением

k_пр = b_н • k_н • (Θ / Θ_н)^r [(νρ) / (νρ)_н]^m. (3)

где

k_пр – приведенный коэффициент теплопередачи вентиляторного теплообменника, установленного на выхлопе вентилятора, Вт/(м²·°С);

k_н – численное значение номинального коэффициента теплопередачи теплообменника, установленного на всасывании воздуха, т.е. без влияния вентилятора, отнесенный к нормативным условиям, Вт/(м²·°С);

b_н – коэффициент, представляющий собой соотношение интенсивности теплообмена компоновки с теплообменником на выхлопе вентилятора и при работе теплообменника на всасывании воздуха без вентилятора, т. е. b_н = k_пр / k_н; {Θ_н ; (νρ)_н} – первые два компонента нормированных условий уравнения (1).

Числовой массив {b_н; r; m} параметров степенной функции (3) представлен в таблице для двух режимов работы ВК: ВН – в режиме нагрева воздуха, ВО – в режиме сухого охлаждения воздуха.

Для оценки эффективности расхода электроэнергии электродвигателями ВК приведены данные по удельным затратам электроэнергии на перекачку одного кубометра рециркуляционного воздуха при характерных для комнатных ВК расходе воздуха 0,1 кг/с (360 кг/ч) с учетом 1 Дж = 2,77778·10^-7 кВт·ч и близкой к оптимальной асинхронной частоте вращения ротора (обычно в пределах 1050–1350 об/мин). Удельные затраты расхода электроэнергии определяли по общепринятой методике с использованием ваттметра с погрешностью 0,1 %.

Анализ табличных данных показывает, что во всех оптимальных тесных компоновках вентиляторов с теплообменниками на выхлопных патрубках при (vρ) > 1,6 кг/(м²·с) имеет место эффект повышения интенсивности теплообмена за счет более равномерного распределения потока воздуха по длине теплообменника при использовании двухконсольных центробежных вентиляторов (рис. 6–8 в таблице). Наибольший результат имеет место в компоновке 8 с направляющими лопатками, что свидетельствует о необходимости сочетания эффекта интенсификации теплообмена и аэродинамического совершенствования ВК.

Проблема экономии электроэнергии также удачно решается прямоточным диаметральным вентилятором с перекрестноточным трубчато-пластинчатым теплообменником в компактном соединении, способствующем упорядочению движения частиц воздуха и уменьшению внутренних потерь давления (рис. 9–11).

Увеличение затрат электроэнергии в режиме охлаждения воздуха по сравнению с работой в режиме нагрева связаны, в частности, с большей массой воздуха, перемещаемой вентиляторами. В то же время изменения эффективности теплопередачи при установке вентиляторов перед теплообменником для обоих режимов практически равноценны.

Отметим, что значения b_н в режиме сухого охлаждения воздуха меньше, чем при его нагреве, что связано с некоторым ухудшением качества контакта воротничков пластин с дорнованными несущими оребрение трубами вследствие изменения направления теплового потока.

Литература

1. Современные системы отопления жилых зданий: мнения международных экспертов // АВОК. – 2019. – № 5.
2. Стандарт АВОК 4.2.2-2006 «Радиаторы и конвекторы отопительные. Общие технические условия». М.: АВОК-ПРЕСС, 2006.
3. Сасин В. И. О некоторых проблемах испытания отопительных приборов // Инженерные системы. АВОК Северо-Запад. – 2017. – №1.