Методика расчета систем кондиционирования воздуха с использованием центральных кондиционеров и теплообменников-фанкойлов

Традиционные сплит-системы неспособны удовлетворить потребности крупных строительных объектов, площадь которых исчисляется тысячами квадратных метров. Это касается зданий офисного, административного, торгового и общественного назначения. Здесь целесообразно использование мультизональных систем кондиционирования, в состав которых входят центральные кондиционеры (обеспечивают помещения необходимым объемом подготовленного воздуха) и фанкойлы (охлаждают воздушную массу и доводят ее до необходимой пользователю температуры). В некоторых случаях использование подобных систем является не самым выгодным с экономической точки зрения вариантом, однако оно крайне необходимо по причине устоявшейся рыночной тенденции.

В данной статье будет представлена расчетная методика систем кондиционирования воздуха, в которых используются устройства теплообмена. Также мы сделаем акцент на правильности выбора последних, опираясь на режимы функционирования системы кондиционирования.

Если обратить внимание на физико-технические аспекты систем кондиционирования с фанкойлами, зарождаемые в них процессы не сопоставимы с процессами в традиционных центральных системах по причине наличия факта осушения воздушной массы. Что касается холодопроизводительности фанкойлов, она не зависит от температуры направляемого в устройство воздушного потока с учетом показаний термометров.

Системы кондиционирования с теплообменниками не имеют фиксированного значения параметров внутренней воздушной массы. Для них есть возможность указать планируемую температуру, а также дозволенный коридор значений по содержанию влажного воздуха. Из этого следует, что построение физико-технического процесса работы системы кондиционирования воздуха с фанкойлами является очень сложной задачей.

При рассмотрении схемы кондиционирования воздушной массы в зданиях торгового или офисного назначения используются следующие параметры:

приточной уличной воздушной массы, которая поступает от центрального кондиционера;
высвобождаемой из помещения воздушной массы через вытяжное оборудование общего обмена;
приточной воздушной массы, направляемой в помещение из фанкойлов;
воздушной массы, высвобождаемой из помещения с помощью фанкойлов;
внутренней воздушной массы в обслуживаемых помещениях или зонах помещений.

Схема воздухообмена и расположения фанкойлов

Данная схема не является единственным вариантом, так как фанкойлы могут располагаться в различных частях помещения (напольные, встроенные, подпотолочные). То же самое касается транспортировки приточного воздушного потока в нижней части помещения. При этом общей задачей является обеспечение необходимых параметров воздушной массы, учитывая ее параметры проходимости в рабочем пространстве.

Для составления теплового и влажностного баланса могут использоваться следующие тождества:

G_н^c · I_н + G_ф^c · I_ф + ∑Q_пол = G_у^c · I_у + G_ф^c · I_уф;

G_н^c · d_н + G_ф^c · d_ф + 1000W = G_у^c · d_у + G_ф^c · d_уф.

Для вычисления объема приточной или высвобождаемой воздушной массы можно использовать формулу:

G_c = G / (1 + d).

В связи с тем, что содержание влаги в воздухе зачастую составляет от 0,008 до 0,012 килограмм/килограмм сил воздуха, вышеуказанные тождества обретают немного другой вид:

G_н · I_н + G_ф · I_ф + ∑Q_пол = G_у · I_у + G_ф · I_уф;

G_н · d_н + G_ф · d_ф + 1000W = G_у · d_у + G_ф · d_уф.

Исходя из данных формул, Gозначает воздушный объем и измеряется как отношение килограмм к часам; Iсвязан с воздушной энтальпией и измеряется как отношение килоджоулей к килограмм-силам воздуха; d подразумевает содержание влаги в воздушной массе и измеряется как отношение грамм к килограмм-силам воздуха; ∑Q_пол характеризует общие абсолютные тепловые избытки внутри помещения и измеряется в виде отношения килоджоулей к часам; W связан с общими выделениями влаги внутри помещения и выражен в килограммах на часы.

Чтобы определить воздушную энтальпию, нужно располагать температурными значениями воздушной массы, поэтому равенство обретает новую форму:

G_н · t_н + G_ф · t_ф + ∑Q_явн = G_у · t_у + G_ф · t_уф.

Исходя из данного тождества, ∑Q_явн связан с общими явными избытками тепловой энергии внутри помещения и измеряется как отношение килоджоулей к часам.

Вышеуказанные тождества являются прекрасным фундаментом для получения формул, на основании которых рассчитывается объем исходящей из теплообменников воздушной массы:

G_ф = (∑Q_пол - G_н(I_у - I_н)) / (I_уф - I_ф);

G_ф = (1000W - G_н(d_у - d_н)) / (d_уф - d_ф).

При этом должно соблюдаться условие:

G_н = G_у.

Объем исходящей из устройства теплового обмена воздушной массы можно просчитать по любой формуле, однако в нашем случае подойдет следующая:

G_ф = (∑Q_пол - G_н(I_у - I_н)) / (I_уф - I_ф).

Причиной такого решения является изменчивое содержание влаги воздушной массы внутри помещения и в устройствах теплового обмена.

Вышеуказанные тождества предлагаются с отсутствующими двумя параметрами, которые являются очень важными. Первым из них является температура (t_pз) рабочей зоны, а вторым – относительная влажность (ϕ_pз) рабочего пространства.

Чтобы связать параметры воздушной массы в рабочем пространстве с параметрами приточной и высвобождаемой воздушной массы, требуется применение следующих коэффициентов воздушного обмена:

K_t = (t_y - t_п) / (t_рз - t_п);

K_d = (d_y - d_п) / (d_рз - d_п).

Анализируемые системы кондиционирования воздуха требуют введения двух разных значений указанных коэффициентов, так как в систему входит не только центральный кондиционер, но и теплообменники. Если рассматривать ситуацию в целом, коэффициенты обмена воздушной массой зависят от типа обмена воздушными массами, вида распределителей воздушного потока, размещения приточного и вытяжного каналов по отношению друг к другу, расположения тепловых и экологически опасных источников, а также прочих факторов.

Если рассматривать офисные объекты и объекты разнопланового назначения, в которых помещения имеют высоту от 2,8 до 3,5 метра, а обмен воздушной массой организован по схеме "сверху-вверх", для получения в них Kt равного единице требуется тщательный выбор и размещение приточных, а также вытяжных плафонов. Если в здании установлена вытесняющая вентиляционная система, предусматривающая подачу воздушной массы в области пола, значение K_t для офисных помещений составит не больше 1,25 даже в тех случаях, когда высота рабочего пространства равна 1,8 метрам.

Так или иначе, использование коэффициента обмена воздушными массами или руководство собственным опытом вынуждает разработчика ориентироваться на температурные значения t_уф и t_у с опорой на температуру воздушного потока в рабочем пространстве и расположение вытяжного оборудования и теплообменников. Абсолютные поступления тепловой энергии от находящихся в помещении людей, осветительного оборудования, офисной техники, компьютерных устройств и ультрафиолетовых лучей рассчитываются без каких-либо обоснований. То же самое касается выделения влаги.

При вычислении объема уличной воздушной массы необходимо руководствоваться:

требуемым и минимальным объемом воздушной массы на основании санитарных предписаний;
объемом воздушной массы, который необходим, чтобы компенсировать местные отсосы и сформировать подпор внутри помещения, подвергаемого кондиционированию;
объемом воздушной массы, который необходим чтобы ассимилировать тепловые избытки внутри помещения с наступлением холодов.

Чтобы определить финальное решение, требуется сравнение первых двух и трех значений. В случае рационального повышения объема внешней воздушной массы появляется возможность пренебречь "сухими" кулерами, промежуточными устройствами теплового обмена, этиленгликолем, насосным и прочим оборудованием. Тогда целесообразным будет выполнение технико-экономических сопоставлений вариаций, что может привести к использованию фанкойлов исключительно в теплый период года.

В связи с тем что система кондиционирования с теплообменниками предусматривает использование холодильного оборудования, в теплое время года охлаждение уличной воздушной массы должно осуществляться при помощи центрального кондиционера до 18-22 градусов Цельсия. Такая ситуация приводит к частичной ассимиляции внешней воздушной массой избытков тепловой энергии внутри помещения. Также это исключает дополнительные проблемы с распределением воздушных потоков.

Руководствуясь стартовыми параметрами уличной воздушной массы и результирующей температурой охлаждения воздушного потока в устройстве поверхностного охлаждения воздуха центрального кондиционера, можно использовать компьютерную отчетность для определения температуры, содержания влаги и энтальпии приточной воздушной массы с поправкой на ее нагрев в воздуховодах и вентиляторах на 0,5-1 градуса Цельсия. На последнее значение влияет длина воздуховода и абсолютное давление вентилятора.

Более сложной процедурой является определение воздушных параметров на выходе из теплообменника, так как на его холодопроизводительность воздействует входная температура воздушной массы по сухому и мокрому термометру.

Вместе с тем охлаждение воздушной массы в теплообменниках располагает определенной нижней границей, связанной с температурой на поверхностной части фанкойла. На последнюю влияет начальная и результирующая температура холодной воды. В случае предварительных расчетов можно руководствоваться следующей формулой:

t_ф = t_wk + (1 – 1,5 °С);

Исходя из данной формулы, t_wk означает расчетную температуру воды на выходе из теплообменника.

При этом относительную влажность воздушной массы (ϕ_ф) на выходе из устройства теплообмена можно приравнять к 90-95 процентам.

Есть вероятность допущения незначительной погрешности в пределах 0,5 градусов Цельсия и 5 процентов соответственно. Причиной тому является уточнение значений расчетной температуры и относительной влажности при выполнении конечных расчетов.

При наличии трех вышеуказанных показателей возможно определение содержания влаги (d_ф) и энтальпии воздушной массы на выходе из теплообменника.

Подытожим данную стадию вычислений. Сейчас мы располагаем:

объемом, температурой, энтальпией, влагосодержанием приточной воздушной массы;
объемом высвобождаемого из помещения воздушного потока и его температурой;
температурой, энтальпией, влагосодержанием приточной воздушной массы, которая выходит из теплообменников;
суммарными абсолютными выделениями тепловой энергии и влаги внутри помещения;
нормируемой температурой внутренней воздушной массы в рабочем пространстве.

Для дальнейших расчетов будем руководствоваться наглядным примером проектирования системы кондиционирования воздушной массы с теплообменниками для помещения торгового назначения.

Сначала ознакомимся с имеющимися данными.

Согласно технического плана, суммарная площадь помещения равна 216 квадратным метрам. Его длина составляет 18 метров, а ширина 12. Высота потолка составляет 3,2 метра. При этом объем воздушного пространства составляет 690 кубических меторов.

Размер общих абсолютных тепловых выделений, причиненных человеческим фактором, источниками освещения и техникой, составляет 17 киловатт. Часовое выделение влаги равно 4 килограммам. Вместительность помещения составляет 40 человек.

Температура уличной воздушной массы составляет 33 градуса Цельсия, энтальпия составляет 60 килоджоулей на килограмм воздушных сил, давление барометрическое составляет 99 килопаскаль, влажность воздушной массы составляет 33 процента. При этом обслуживаемое пространство в помещении должно иметь температуру 24 градуса Цельсия и влажность ниже 60 процентов.

В качестве источника холода выступает вода, температура которой может колебаться в пределах 7-12 градусов Цельсия.

Рассмотрим технические особенности инженерного проекта.

Чтобы снизить холодильную нагрузку на теплообменники и равномерно распределять температуру, поступающую с улицы воздушную массу необходимо охлаждать при помощи кондиционера, нагревать посредством вентилятора и воздуховодов на один градус Цельсия, а также транспортировать внутрь помещения при температуре 22 градуса Цельсия.

Необходимо использовать теплообменники с отсутствующим кожухом. Местом их установки является подвесной потолок. Соединение между фанкойлами и плафонами приточного воздуха обеспечивают гибкие воздуховоды, имеющие тепловую и звуковую изоляцию.

Высвобождаемая и рециркуляционная воздушная масса покидает помещение и подвесное потолочное пространство посредством плафонов вытяжной системы. Высвобождаемый и рециркуляционный воздушный поток имеют равную температуру в обслуживаемом пространстве. Таким образом, коэффициент температур приблизительно равен единице.

Чтобы выполнить необходимые основные расчеты, нужно использовать формулы:

I = 1,006t + (2501 + 1,805t) · (d / 1000), кДж/кг воздушных сил;

d = 622Р_п / (Р_Б - P_П), г/кг воздушных сил;

Р_П = Р_Б · d/ (622 + d), кПа;

ϕ = 100P_п / P_нп, %;

ρ_вл.в = P_Б(1 + d) / 0,2871T(1 + 1,6078d), кг/м³.

Расчет минимального расхода уличной воздушной массы выполняется следующим образом:

L_н^’ = 36 · 30 + 4 · 60 = 1320 м³/ч.

В связи с тем, что в помещении отсутствуют внешние ограждения, требуется увеличение объема воздушной массы:

L_н = 36 · 40 + 4 · 60 = 1 700 м³/ч.

На основании спецификации к воздухоохладителю центрального кондиционера имеем температуру охладителя 21 градус Цельсия и влажность на уровне 63 процентов. Насыщенный водяной пар будет иметь температуру 21 градус по Цельсию и давление 2,4877 килопаскаля. Вычисление парциального давления осуществляется следующим образом:

Р_ох = 2,4877 · 0,63 = 1,567 кПа.

На основании формулы d = 622Р_п / (Р_Б - P_П), содержание влаги в уличной воздушной массе при ее высвобождении из охладителя воздуха составляет 10 грамм на килограмм воздушных сил.

Для определения базовых параметров и объема приточной воздушной массы выполняем следующие расчеты:

I_н = 1,006 · 22 + (2501 + 1,805 · 22) · 10 / 1000 = 47,54 кДж/кг воздушных сил;

d_н = d_ох = 10,0 г/кг воздушных сил;

ρ_н = 99 · (1 + d) / 0,2871 · 295,15 · (1 + 1,6078 · 0,01) = 1,161 кг/м³;

G_н = 1700 · 1,161 = 1974 кг/ч.

Определяем финальные параметры воздушной массы, высвобождаемой из теплообменников:

t_ф = t_wk + 1,5, ^°С.

В результате температура равна 13,5 градусам Цельсия, а влажность (ϕ_ф) – 90 процентам.

Для определения давления насыщенного пара воды (с учетом температуры 13,5 градусов Цельсия) и вычислений энтальпии, а также содержания влаги выполняются следующие расчеты:

Р_пн = 1,5475 кПа;

d_ф = 622 · 0,9 · 1,5475 / (99 - 0,9 · 1,5475) = 8,88 г/кг воздушных сил;

I_ф = 1,006 · 13,5 + (2501 + 1,805 · 13,5) · 8,88 / 1000 = 36 кДж/кг воздушных сил.

Для определения необходимого объема воздушной массы, которое подается через теплообменники, нужно выполнить некоторые изменения. Так, действительный процесс самостоятельной ассимиляции приточной воздушной массой с улицы и исходящей из фанкойлов воздушной массой теплового и конденсационного выделения с последующим их смешиванием внутри помещения заменяется на условный процесс. Вместе с тем принимается, что выходящая из фанкойлов воздушная масса вступает в физическую реакцию с внешней воздушной массой, которая еще не попала внутрь помещения. Ассимиляция теплового и конденсационного выделения происходит только после образования воздушной смеси. Подобные предположения не воздействуют на результирующие значения по причине сохранения теплового и влажностного баланса. При этом дальнейшие расчеты могут выполняться при помощи методики последовательных приближений.

Можно предположить, что объем уличной воздушной массы равен четверти суммарного объема приточной воздушной массы (G_см).

В таком случае:

G_см = G_н / 0,25 = 1974 / 0,25 = 7896 кг/ч;

G_ф = 7896 - 1974 = 5922 кг/ч;

I_см = (G_н · I_н + G_ф · I_ф) / G_см = 38,89 кДж/кг воздушных сил;

d_см = (G_н · d_н + G_ф · d_ф) / G_см = 9,16 г/кг воздушных сил.

Для вычисления калькуляционной разности энтальпии и содержания влаги приточной воздушной массы и воздушного потока внутри помещения выполняются следующие расчеты:

ΔI_р = ∑Q_пол · 3600 / G_см = 17 · 3600 / 7896 = 7,75 кДж/кг воздушных сил;

Δd_р = 1000W / G_см = 4000 / 7896 = 0,51 г/кг воздушных сил.

Для определения энтальпии, содержания влаги и температуры воздушной массы внутри помещения используются следующие формулы:

I_рз = I_см + ΔI_р;

I_рз= 38,89 + 7,75 = 46,64 кДж/кг воздушных сил;

d_рз = d_см + Δd_р;

d_рз = 9,16 + 0,51 = 9,67 г/кг воздушных сил;

t_рз = (I_рз - 2,501d_рз) / (1,006 + 0,00101805d_рз) = 21,94 ^°C.

Выбранный расход воздушной массы характеризуется температурой, которая составляет менее 24 градусов Цельсия. В таком случае целесообразным является выполнение расчетов при расходе воздушной массы на уровне 30 и 35 процентов соответственно. Полученные результаты можно указать в табличном виде.

Таблица 1. Отображение параметров воздуха при измененных значениях расхода воздушной массы (G^н)

Параметр	G_н = 0,3G_см	G_н = 0,35G_см
G_см, кг/ч	6580	5640
G_ф, кг/ч	4606	3666
I_см, кДж/кг воздушных сил	39,46	40,04
d_см, г/кг воздушных сил	9,22	9,27
ΔI_р, кДж/кг воздушных сил	9,30	10,58
Δd_р, г/кг воздушных сил	0,61	0,71
I_рз, кДж/кг воздушных сил	48,76	50,89
d_рз, г/кг воздушных сил	9,83	9,98
t_рз, °C	23,61	25,32

В нашем случае приемлемым является расход воздушной массы на уровне 30 процентов, так как в таком случае температура воздушной массы в рабочем пространстве приблизительно сопоставима с расчетно-необходимой. Тем самым, показатель t_уф равен 24 градусам Цельсия, а показатель d_уф равен 9,9 граммам на килограмм воздушных сил. Кроме того, показатель I_уф составляет 49,33 килоджоуля на килограмм воздушных сил, а показатель t_муф составляет 17,2 градуса по Цельсию.

Для определения плотности воздушной массы при поступлении в теплообменники производятся следующий расчеты:

ρ_уф = 99 · (1 + 0,099) / 0,2871 · 297,15(1 + 1,6078 · 0,0099) = 1,154 кг/м³.

Что касается расчетного объемного расхода воздушной массы теплообменников, он равен:

∑L = 4606 / 1,154 = 4000 м³/ч.

По предположениям, помещение будет оборудовано шестью теплообменниками. Для определения расхода воздушной массы и абсолютной холодопроизводительности каждого теплообменника выполняются следующие расчеты:

L_ф = 4000 / 6 = 670 м³/ч;

Q_{х. пол} = 670 · 1,154(49,33 - 36) / 3600 = 2,86 кВт.

С целью точного подбора теплообменника нужна исходная информация: часовой расход воздушной массы с учетом средних оборотов и статического давления на уровне пятнадцати паскаль равен 670 метрам кубическим; абсолютная производительность холода с учетом температуры воды в пределах 7-12 градусов Цельсия, а также стартовых температур на уровне 24 (сухой термометр) и 17,2 (мокрый термометр) градуса Цельсия составляет 2,86 киловатта.

На основании спецификации компании-производителя фанкойлов выбрали устройство со следующими параметрами: показатель Q_пол равен 2,96 киловатта, показатель Q_явн составляет 2,51 киловатта, показатель Р_ст равен 15 паскалям; показатель L_ф составляет 663 метра кубических в час.

Для уточнения параметров воздушной массы при освобождении элементов теплообменника (с учетом незначительной коррекции плотности воздушной массы) выполняются следующие расчеты:

I_ф = 49,33 – (2,96 · 3600 / 663 · 1,154) = 365,4 кДж/кг воздушных сил;

t_ф = 24 – (2,51 · 3600 / 663 · 1,154 · 1,006) = 12,3 ^°C;

d_ф = (Iф – 1,006t_ф) / (2,501 + 0,001805t_ф) = 9,13 г/кг воздушных сил;

∑G_ф = 1,154 · 663 · 6 = 4590 кг/ч.

Для определения уточненных параметров воздушной массы в обслуживаемом пространстве выполняются следующие расчеты:

I_см = (1974 · 47,54 + 35,40 · 4590) / 6564 = 39,05 кДж/кг воздушных сил;

d_см = (1974 · 10 + 9,13 · 4590) / 6564 = 9,39 г/кг воздушных сил;

I_рз = 39,05 + 117 · 3600 / 6564 = 48,37 = кДж/кг воздушных сил;

d_рз = 9,39 + 4000 / 6564 = 10 г/кг воздушных сил;

t_рз = (48,37 - 2,501 · 10) / (1,006 + 0,001805 · 10) = 22,80 ^°C;

При этом влажность рабочего пространства составляет 55 процентов, а температура по мокрому термометру равна 17 градусам Цельсия.

На основании проведенных расчетов можно сделать вывод о соответствии расчетных параметров воздушной массы в обслуживаемом пространстве изначальным требованиям. Несмотря на возможность прекращения расчетных операций, с целью теоретического интереса организуем проверку установления внутри помещения теплового и влажностного баланса в случае температуры 22,8 (по сухому термометру) и 17 (по мокрому термометру) градусов Цельсия, содержания влаги 10 грамм на килограмм воздушных сил и энтальпии 48,37 килоджоуля на килограмм воздушных сил.

На основании спецификации к фанкойлу, полная производительность теплообменника равна 2,88 киловатта, в то время как явная производительность составляет 2,27 киловатта.

Дальнейшие расчеты будут выполнены без каких-либо комментариев:

ρ_уф = 99(1 + 0,01) /( 0,2871 · 295,95(1 + 1,6078 · 0,01)) = 1,158 кг/м³;

I_ф = 48,37 – (2,88 · 3600) / (663 · 1,158) = 34,87 кДж/кг воздушных сил;

t_ф = 22,8 – 2,27 · 3600 / (663 · 1,158 · 1,006) = 12,22 ^°C;

d_ф = (34,87 - 1,006 · 12,22) / (2501 + 0,001805 · 12,22) = 8,95 г/кг воздушных сил;

∑G_ф = 1,158 · 663 · 6 = 4606 кг/ч;

I_см = (1974 · 47,54 + 34,87 · 4606) / 6580 = 3867 кДж/кг воздушных сил;

d_см = (1974 · 10 + 8,95 · 4606) / 6580 = 9,27 г/кг воздушных сил;

I_рз = 38,67 + 17 · 3600 / 6580 = 48 кДж/кг воздушных сил;

d_рз = 9,27 + 4000 / 6580 = 9,88 г/кг воздушных сил;

t_рз = (48 – 2,501 · 9,88) / (1,006 + 0,001805 · 9,88) = 22,75 ^°C;

Температура воздушного потока в рабочем пространстве по мокрому термометру равна 17 градусам Цельсия.

В случае подстановки имеющихся результатов в уравнения теплового и влажностного баланса G_н · I_н + G_ф · I_ф + ∑Q_пол = G_у · I_у + G_ф · I_уф и G_н · d_н + G_ф · d_ф + 1000W = G_у · d_у + G_ф · d_уф получаются следующие тождества:

1974 · 47,54 + 4606 · 34,87 + 17 · 3600 = 1974 · 48 + 4606 · 48 кДж/ч;

1974 · 10 + 4606 · 8,95 + 4000 = 1974 · 9,88 + 4606 · 9,88 г/ч.

Процессы обработки воздуха

В тех случаях, если в процессе выбора теплообменников значение расчетной температуры воздушной массы в обслуживаемом пространстве в разы ниже необходимой, следует прибегнуть к:

Изменению типа и числа теплообменников.
Сокращению расхода воды посредством теплообменников, что означает увеличение результирующей температуры.
Увеличению стартовой температуры холодной воды в случае возникновения таких потребностей.
Сокращению объема воздушной массы, исходящей из теплообменников.
Увеличению температуры уличной приточной воздушной массы.

Рассматриваемый пример указывает на то, что в помещении отсутствуют внешние ограждения. При этом число образований тепла и влаги в нем на протяжении теплого и холодного периода времени одинаково. Как следствие, использование теплообменников будет осуществляться в течение двенадцати месяцев.

В качестве источника холода в зимнее время года будет выступать сухой кулер с раствором этиленгликоля. Из фанкойла пластинчатого типа исходит вода, температура которой составляет в пределах 9-14 градусов Цельсия. Поступая в центральный кондиционер, воздушная масса изменяет температурные параметры с отрицательных 25 до положительных 28,3 градуса Цельсия благодаря теплообменнику стартового нагрева, в котором постоянное содержание влаги равно 0,4 граммам на килограмм воздушных сил. Далее, происходит адиабатическое увлажнение воздушного потока в форсуночном пространстве до показателя E_a, равного 0,65. На завершающем этапе выполняется его подача внутрь помещения.

Процессы обработки воздуха

Далее, требуется определение параметров воздушной массы в рабочем пространстве. В таком случае можно руководствоваться l-d диаграммой и получить температуру по сухому термометру 28,3 градуса Цельсия, температуру по влажному термометру 10 градусов Цельсия, содержание влаги 0,4 грамма на килограмм воздушных сил и энтальпию 29,5 килоджоулей на килограмм воздушных сил.

Для определения температуры воздушной массы при высвобождении из форсуночного пространства (t_K) выполняются следующие расчеты:

E_a = (t_T - t_K) / (t_T - t_М) = 0,65;

Показатель t_K составляет 16,4 градуса Цельсия.

На основании l-d диаграммы, энтальпия равна 29,7 килоджоуля на килограмм воздушных сил, а содержание влаги в воздухе составляет 5,2 грамма на килограмм воздушных сил. Далее:

ρ_к = 99(1 + 0,0052) / (0,2871 · 289,55(1 + 1,6078 · 0,0052)) = 1,187 кг/м³;

G_К = 1700 · 1,187 = 2018 кг/ч.

При этом температура равна 22 градусам Цельсия.

Исходя из расчетов, нижняя критическая температура высвобождаемой воздушной массы ниже температуры воды, которая подается в теплообменники. По этой причине произойдет сухое охлаждение. В связи с тем, что теплообменники не влияют на влажностный баланс внутри помещения, в ассимиляции всех образований влаги участвует уличная воздушная масса.

Приравниваем образования влаги в холодное время к выделениям в теплый период, после чего делаем расчет содержания влаги в высвобождаемой воздушной массе:

d_у = d_к + (W / G_у);

d_у = 5,2 + (4000 / 2018) = 7,2 г/кг воздушных сил.

Делаем вычисления других параметров:

I_у = I_уф = 1,006 · 22 + (2501 + 1,805 · 22)(7,2 / 1000) = 40,43 кДж/кг воздушных сил.;

ρ_у = 99(1 + 0,0072) / (0,2871 · 295,15(1 + 1,6078 · 0,0072)) = 1,163 кг/м³;

∑G_ф = 663 · 6 · 1,163 = 4626 кг/ч;

G_см = 2018 + 4626 = 6644 кг/ч.

Руководствуясь спецификацией, определяем производительность холода теплообменником при температуре по сухому термометру на уровне 22 градусов Цельсия и по мокрому термометру в пределах 14,1 градуса Цельсия. Полная и явная холодильная производительность равны 1,83 киловатта.

Для определения температуры воздушной массы при высвобождении из теплообменника делаем следующий расчет:

t_ф = 22 - 1,83 · 3600 / (663 · 1,163 · 1,006) = 13,5 ^°C.

Используя l-d диаграмму, определяем энтальпию, равную 31,9 килоджоуля на килограмм воздушных сил.

С целью определения параметров смешанного воздуха производятся следующие вычисления:

Iсм = (29,7 · 2018 + 31,9 · 4626) / 6644 = = 31,23 кДж/кг воздушных сил;

dсм = (5,2 · 2018 + 7,2 · 4626) / 6644 = 9,6 г/кг воздушных сил.

Для вычисления воздушных параметров в обслуживаемом пространстве проводим следующие математические операции:

I_рз = 31,23 + 17 · 3600 / 6644 = 40,44 кДж/кг воздушных сил;

d_рз = 6,6 + 4000 / 6644 =7,2 г/кг воздушных сил;

t_рз = (40,44 - 2,501 · 7,2) / (1,006 + 0,001805 · 7,2) = 22 ^°C.

В связи с полным совпадением параметров воздушной массы с условиями можно говорить о завершении расчета с последующим использованием имеющихся данных в проекте устройства охлаждения сухого типа и фанкойлов пластинчатого типа.

Проектируя рассматриваемые системы кондиционирования, следует правильно подбирать теплообменники. Представленный пример учитывал наличие спецификации, благодаря которой данная задача упростилась. Несмотря на это, зачастую от компаний-производителей фанкойлов можно добиться только получения табличного материала, корректирующих коэффициентов, на основании которых пересчитываются характеристики устройства (учитывая температуру в пределах 19-27 градусов Цельсия и предельные обороты вентилятора), и номограмм.

Введите поисковый запрос

Методика расчета систем кондиционирования воздуха с использованием центральных кондиционеров и теплообменников-фанкойлов

Рекомендации по выбору теплообменников