Главная » Мануалы

1 2 3 4 5 6 7 ... 14

Теплоизвлекающис теплообменники от общих коллекторов соединены для параллелыюго прохождения антифриза по их трубкам. Подающим и обратным трубопроводами теплоизвлекающие теплообменники в вытя?кных агрегатах соединены с расположенным в подвале здания общим геплоотдающим теплообменником. Для циркуляции антифриза применены два насоса (один запасной). Для компенсации температурных изменений антифриза установлен герметичный сосуд с гибкой мембраной.

Расчет системы утилизации и подбор поверхностей теплоиз-влекающих и теплоотдающих теплообменников проведен по методике автора, разработанной в 1974 г. и опубликованной в научных трудах института ЦПИИпромзданий и работах [2, 7]. Методика расчета осгювана на обобщении многолетних исследований воздухоохладителей различного конструктивного исполнения. Тепло-извлекающие теплообменники в установках утилизации работают в режимах глубокого охла?кдения и осущения выбросного вытял;-ного воздуха. Расчет режимов охлаждения и осушения воздуха в поверхностных воздухоохладителях связан со значительными трудностями. В релшмах нагрева или охлалодеиия воздуха при постоянном влагосодержании коэффициенты теплопередачи определяется конструктивными особенностями теплообменников и гидродинамическими режимами протекания процессов, что определяется функциональной зависимостью

К = Aivpyvr, Bт/(м^ град).

(2.25)

Свободный член А характеризует конструктивные особенности поверхностного теплообменника. Массовая скорость воздуха {vp)

в кг/(м^ - с), вычисляемая в фасадном или лшлом сечении теплообменника, определяет гидродинамические релчимы движения воздуха со стороны оребренных трубок, что учитывается степенным показателем п. Скорость воды в трубках теплообменника w (м/с) со степенной зависимостью т определяет гидродинамические релчимы движения жидкости по трубкам. В работе [7] показано, что скорость воды в трубках рационально принимать в релшмах начала турбулентного течения лчидкости в трубках.

В режимах нагрева приточного воздуха горячей водой с t<p = = 70 °С начало турбулентного течения воды отвечает скоростям воды в трубках = 0,12-0,14 м/с. Показатель степени т примерно равен 0,11- 0,14 и дальнейшее повышения скорости воды не приводит к существенному росту коэффициентов теплопередачи,

jo почти в квадратной степенной зависимости от увеличения скорости воды возрастает гидравлическое сопротивление теплообменника проходу воды. Поэтому по энергетическим соображениям целесообразно ограничивать скорость жидкости в трубках теплообменников границами начала развитого турбулентного течения [7].

Для режимов охлал^дения при применении в качестве холодоносителя воды с температурой 6-8°С ее скорость целесообразно ограничить величинами 0,6-0,7 м/с. При использовании в качестве холодоносителя антифриза оптимальные значения скоростей яшдкости в трубках 0,9-1,1 м/с. В релшмах охлаждения и осушения воздуха функциональная зависимость вида (2.25) недостаточна, так как необходимо учитывать интенсивность режимов осушки и охлал-кдения. В работе [1] проф. Карпис Е. Е. для расчета режимов охлал^дения и осушения воздуха предлолчил частные формулы, справедливые только для определенной конструкции и числа рядов оребренных трубок в воздухоохладителях, а такле интенсивности осушки воздуха. При практических расчетах для выбора рациональной поверхности воздухоохладителя, как правило, приходится изменять глубину теплообменника по числу рядов оребренных трубок. Поэтому нулшо иметь опытные зависимости для кал?дого числа рядов.

В опытах в рел^имах охлал^дения воздуха при постоянном влагосодержании выявлена практически одинаковая зависимость для коэффициентов теплопередачи вида (2.25) при числе рядов оребренных трубок от 3 до 12.

В технической литературе имеется многочисленный обобщающий материал для различных конструкций воздухонагревателей и воздухоохладителей для вычисления коэффициентов теплопередачи в режимах нагрева или охлаждения при постоянном влагосо-дерлании по опытным формулам вида (2.25). Учитывая это, автор предлолшл расчет режимов охлал^дения и осушения воздуха проводить по методу замены реа.пьного ре?кима охлаладения и осушения на условно сухой рел^им охлал-гдения при постоянном влагосодержании и при одинаковых в обоих режимах перепадах энтальпий ох-пал^денного воздуха, что выражается уравнением теплового баланса для процессов извлечения теплоты из уда,ляемого вытяжного воздуха:

(Эт.у = LyPy{Iyi - 1у2) = LyPyCp{ty - ty2), кДж/ч.

(2.26)

На рис. 2.10 представлено построение режима охлаждения и осушения удаляемого вытялшого воздуха Ly в теплоизвлекающем



теплообменнике установки утилизации. Релчим извлечения теплоты из удаляемого воздуха Ly выбран на условия максимально-возмолаюго охлал^дения и осушения при сохранении на большей

9vi=30%


Ф=100%

f = С4°Г = 5,2 г/кг

~Y df- 4 г/кг


с/, г/кг

Рис. 2.10. Построение па диаграмме рекомендуемого режима работы установки утилизации с промежуточным теплоносителем-антифризом в климате Москвы

части оребрснной поверхности геплоизвлскаюшего*теплообменни-ка по.ложителььы-х температур. Для расчета проводится построение на диаграмме влажного воздуха и в качестве предельно низкой средней температуры оребренной поверхности теплоотдаюншго те-

дпообменника рекомендуется принимать температуру / = 2°С. режим охлаждения и осушения воздуха принято изобрал-гать на диаграмме влажного воздуха прямой, соединяюшей точку начального состояния воздуха iyi и 1у\ в точке с точкой /, отвечаюшей средней температуре поверхности tf - 2Съ пересечении с кривой

= 100%.

Конечные параметры охлажденного и осушенного воздуха находятся на прямой У1-/ при следующих условиях:

если начальная относительная влажность охлалчдаемого и осушаемого воздуха не более 40 %. то конечную относительную влалшость воздуха принимают 88% и находят конечные параметры на пересечении прямой У\ -} с </?у2 = 88%;

если начальная относительная влалность более 40 % и до 70%. рекомендуется принимать </?у2 = 92%;

при начальной относительной влажности выше 70% рекомендуется (ру2 = 98 %.

По построению на I-d диаграмме получаем параметры ty2 и 7у2. Реальный процесс охлал^дения и осушения заменяем построением на I-d диаграмме условно сухого релшма. Для этого из точки / проводим вертикальную линию dj = const. Продолл^аем линии постоянных энтальпий lyi и /у2 до пересечения с вертикальной df и в месте пересечения получаем точку У1 с температурой tyi и точку У2 с температурой 2? которые при постоянном влагосодержании df имеют одинаковый перепад энтальпий /у1-7у2 с расчетным режимом ох.лаладения и осушения, что отвечает уравнению (2.26). На рис. 2.10 условтю сухой рел;им охла-Лчдения показан штриховой линией.

Расчет режимов извлечения теплоты из удаляемого воздуха проводится по построенному условно сухому режиму охла?кдения. Теплотехническая эффективность этого режима оценивается показателем

0[у

у1 - аф2

(2.27)

в работах [2, 7] приведены аналитические и графические зависимости для показателя 6[у в зависимости от двух критериев:



Первый критерий - число единиц переноса явного тепла:

KF X 3,6

(2.28)

р

Коэффициент теплопередачи К, Вт/(м^ град), вычисляется по опытным формулам вида (2.25), которые приведены в литературе для различных конструкций воздухоохладителей [1, 2, 7, 8]. Расход охлаждаемого воздуха I/, м^/ч, его массовая плотность р, кг/м^*, и теплоемкость Ср - 1 кДж/(кгград) заданы. Величина 3,6 является переводом Вт в кДж/кг. Обычно искомой является требуемая поверхность теплообменника F, м^.

Второй критерий - отнонгение тепло емкостей потоков теплообмена :

-. (2.29)

Расход антифриза Саф)Кг/ч, в установке утилизации выбирается из условия, что температурный перепад А^аф = афх - аф2 рекомендуется принимать до 8 °С и вычисляется по формуле

Оа,ф -

Qncy 3,6 А аф Саф

, кг/ч.

(2.30)

Теплоемкость антифриза Сал,кДлх/(кг-град), зависит от его концентрации и температуры. Для широко применяемых незамерзающих лшдкостей типа гликоля при концентрации 30% и температуре до аф2 = -4°С можно принять Саф = 3,6кДж/(кг град).

Для расчетов обычно бывают заданы величины: коэффициент эффективности 6?Jy, который рекомендуется принимать не более

0,74; показатель W, По графику на рис. 2.11 находится требуемая величина показателя Nt, который рекомендуется принимать не более 1,8. По опытным формулам вида (2.25) при выбранных величинах {vp), которые в фасадном сечении теплообменника рекомендуется принимать не более 2,5кг/(м^-град), и скорости антифриза в пределах гпф = 0,9-1,2 м/с, вычисляем коэффициент

теплопередачи К, Вт/(м^град). Из преобразованного выражения для показателя Nt по (2.28) находится требуемая поверхность теплообменника: л г г

, м1 (2.31)


Рис. 2.11. Графическая зависимость показателя теплотехнической эффективности поверхностных теплообменников при противоточном движении воздуха и Жидкости

к X 3,6



Для получения рационалыпях аэродинамических сопротивлений теплоизвлекающий теплообменник рекомендуется принимать не более 8 рядов по глубине с щагом пластин оребрения не менее 2,8 мм. Расход теплоьюсителя-антифриза Саф и его температура выбираются при проектировании установки утилизации, что позволяет находить решения, обеспечивающие надежную работу и энергетически рациональную затрату электроэнергии, потребляемой для функционирования ее аппаратов. Решающим фактором для обеспечения надежной работы установки утилизации при низких отрицательных температурах расчетных условий холодхюго периода большинства климатических районов России является отсутствие обмерзания теплоизвлекающих теплообменников.

Для выполнения условия отсутствия обмерзания на поверхности теплоизвлекающего теплообменника разработан И. Кокори-ным [8] алгоритм управления установкой утилизации с промежуточным теплоносителем-антифризом.

По результатам лабораторных и многолетних натурных испы-тахшй предлол^ено контролировать датчиком минимально допустимую температуру охлажденного антифриза аф2(мин) - -б°С. При снижении температуры наружного воздуха пил^е = -20°С по параметрам Б в холодный период года в Москве в теплоотда-ющем теплообменнике увеличивается отдача тепла к холодному приточному нарулаюму воздуху и снижается температура антифриза. В климате Москвы по данным климатологии зимой температура наружного воздуха мол^ет понижаться до i = -42°С. При натурных испытаниях установок утилизации наблюда.лось понижение температур нарулиюго воздуха до -34°С. В условиях крайне низких температур нарул<:н()го воздуха в теплоотдающем теп.лообмепнике происходит большой отвод теплоты от проходящего по его трубкам антифриза и его конечная температура аф2 снижается. В испытаниях в административхюм здании в Москве установ.т1ено, что при снилении температуры антифриза аф2 ниже -7°С, с которой антифриз поступает в теплоизвлекающий теплообменник, наблюда.пось o6pavOBaHHe инея и наледей на оребренной поверхности теплообменников. При появлении наледей в испытаниях [8] изменялась настройка датчика на повышение контролируемого значение температуры аф2-

Установлено, что надежная работа теплоизв-лекающих теплообменников в установке утилизации теплоты вытялшого воздуха в административном здании без замерзания конденсирующейся влаги из вытяжного воздуха возмояага при условии автоматиче-

-ого контроля температуры охлажденного в теплоотдающем те- пообменнике промелуточного теплоносителя-антифриза на уровне > -б°С. 11а выполнение этих условий в схеме на рис. 2.7 предназначена работа автоматического клапана 24, который при снижении температуры t2 ДО -6°С обеспечивает подмешивание отепленного антифриза с температурой /-афь П теплоизв.лекающий теплообменник 18 от работы насоса 22 всегда доллчен поступать теплоноситель-антифриз с температурой аф2 выше -5°С, независимо о г температуры наружного воздуха.

Вычисленное по (2.26) количество извлеченного из выбросного воздуха теплоты Qt.y позволяет вычислить температуру воздуха после тепло отдающего теплообменника (процесс Н1-Н2 на рис. 2.10):

LyPyjIyl -1у2) .

1н2 - -Z г %l5

j-n.nPn.h/)

(2.32)

Полученное значение температуры нагрева ta утилизируемым теплом приточного нарулшого воздуха Ьп.н доллшо быть не менее, чем на 6 8 градусов ниже температуры /,у2- Если в расчетах получается меньший перепад: ty2 - iu2 < 6-Й градусов, то рекомендуется увеличить температуру tf > 2°С и провести повторный расчет.

Теплотехническая эффективность релшма нагрева приточного наружного воздуха в теплоотдающем теплообменнике оценивается показателем

Otu.. = (2.33)

Рекомендуется принимать показатель не более п.н < 054.

Я. Г. Кронфельд использовал методику автора при расчете и проектировании систем утилизации во многих зданиях. Так, например, в 90-х годах в Москве была построена гостиница Гранд-Отель . Все установки утилизации, запроектированные им, работают надежно и эффективно.

Необходимо отметить, что после трехлетних испытаний первой в нашей стране установки утилизации в здании Госстроя СССР (теперь здание Совета Федерации) ведущий институт ГПИ Сан-техпроект , сотрудники которого принимали участие в испытаниях, принял решение создать свою методику расчета, которая была широко распространена в справочной литературе. Проект-нь1с организации по всей стране использовали эту методику при



разработке проектов утилизации. По результатам натурной проверки, осундествленной по методике ГПИ Сантехпроект *) проектов систем утилизации, выявлена ненадежная их работа при низких температурах наружного воздуха. Сконденсированная на оре-бренной поверхности теплоизвлекающсго теплообменника влага обильно замерзала, и образовавшийся лсд препятствовал проходу вытяжного воздуха, что нарушало воздушный режим в зданиях.

Проведенный нами анализ разработанной ГПИ Сантехпроект методики показал, что в ней заложена ошибочная исходная предпосылка - первоначально задаваться высокой теплотехнической эффективностью теплоизвлскающего теплообменника, при которой расчетная температура охлаладенного вытяжного воздуха имеет отрицательную температуру. В условиях отрицательных температур охлажденного воздуха неизбелшо замерзание вьшадающего конденсата.

Для устранения обмерзания воздухоохладителей, установленных в холодильных камерах, в холодильной технике применяются специальные электронагреватели, от периодической работы которых происходит периодическая оттайка поверхности теплообменников. В установках утилизации с промежуточным теплоносителем в методике ГПИ Сантехпроект предпололчено проводить оттайку от .льда методом периодического пропуска антифриза по обводному трубопроводу, минуя теплоотдающие теплообменники в приточных агрегатах. Учитывая невысокую температуру антифриза афь нагретого вьггялшым воздухом с температурой не выше 24 °С, предло?кенные релшмы оттайки оказались мало эффективными. Это приводило из-за сильного обмерзания тепло-извлекающих теплообменников к остановке вытяжных систем на длительный срок.

Многочисленные неудачные решения установок утилизации, запроектированных по методике ГПИ Санпроект , привели к тому, что сам головной институт отказался в середине 90-х годов от их применения в проектах. Отсутствие надежных систем утилизации в приточно-вытяла-гых системах приводит к значительному (до 50%) перерасходу теплоты на нагрев приточного наружного воздуха.

Предложенная автором методика принципиально отличается тем, что теплотехническая эффективность теплоизвлекающсго те-

*) Справочник проектировщика. Вентиляция и кондиционирование воздуха. - М.: Стройиздат, 1992. Гл. 21. С. 180-198.

лообменника выбирается для условий отсутствия отрицательных емператур как на поверхности теплообменника, так и у охлажденного выбросного воздуха. Эти условия при разработке проекта л работе установок утилизации доллшы обеспечиваться при любых наблюдаемых отрицательных температурах наружного воздуха. Еще раз можно подчеркнуть, что все запроектированные по методике автора установки утилизации надежно работают и есть уже 20-летний опыт успешного энергетического и эффективного их применения в здании Совета Федерации в Москве (с 1983 г. по

настоящее время).

Глубокая утилизация теплоты вытяжного воздуха достигается в схеме двухступенчатой утилизации, как это рассмотрено выше по схеме на рис. 2.9. Энергетическая целесообразность применения двухступенчатой утилизации подробно рассмотрена в работе 8] и подтверждена на реальных объектах при строительстве индивидуальных домов в Московской области.

Экономическая и энергетическая эффективность и сокращение сроков окупаемости достигаются при круглогодовом ре?киме ис-пользоваршя теплообменника установки утилизации в приточном агрегате: зимой - для нагрева приточного нару?кного воздуха; летом - для косвенного испарительного охлаждения приточного наружного воздуха.

На рис. 2.12 приведена принципиальная схема круглогодового использования установки утилизации для кондиционирования приточного наружного воздуха с применением открытой градирни, выпускаемой отечественными фирмами [8]. В холодный период года вентили 9 на трубопроводах 3 открыты, а вентили J0 закрыты. Насос 4 работает и обеспечивает циркуляцию антифриза между теплоотдающим теплообменником 1 в приточном агрегате и теплоизвлекающим теп.лообменником 2 в вытяжном агрегате. Насос 13 и вентилятор градирни 11 не работают. Циркулирующий от работы насоса 4 антифриз Саф нагревается в теплообмен-пике 2 до температуры аф1 и охлал?дается до температуры аф2 в теплообменнике i, отдавая теплоту вытяли10го воздуха на нагрев приточного наружного воздуха от температуры *п.н1 ДО п.н2-В теплый период года при возрастании температуры нарулшого воздуха до tu = 22°С включается в работу насос 13 и вентилятор градирни 11. В контуре установки утилизации на трубопроводах 3 вентили 9 закрыты, а вентили 10 открыты. По трубопроводам 12 циркулирует от работы насоса 13 вода G, которая охлаждается от ее испарения в орошаемом слое градирни 11 от температуры



iw2 ДО температуры ti- От работы насоса 4 отепленный в трубках теплообменника 1 антифриз с температурой аф2 поступает в


Рис. 2.12. Принципиальная схема установки утилизации круглогодовой работы с применснрхем открытой градрхрни: 1 - теплообменник в приточном агрегате; 2 - теплообменник в вытяжном агрегате; S - трубопроводы циркуляции ап-тифрргза; Jf. - насос циркуляции антифриза; 5 - автоматический клапан; 6 - расширительный герметичный бак; 7- воздуховыпускной вентиль; 8- заправочный вентиль; Р, 10-запорные вентили; 11 - градирня; 12 - трубопроводы циркуляции воды; 13- насос циркуляции воды: Ц - теплообменник для охлаждения через разделительные стенки антифриза водой

каналы пластинчатого теплообменника 14-> в котором по другую стенку каналов в пластинах от работы насоса 13 проходит охлажденная испарением вода с начальной температурой ti- Через стенки каналов пластинчатого теплообменника Ц теплота от антифриза передается к воде, которая повышает температуру до iiy2 и, тем самым, охлаждает антифриз до температуры аф1


На рис. 2.13 показан характер распределения температур взаимодействующих в релшме косвенного испарительного охлаждения

29--

28--

27--

26--

25--

24--

23--

22--

/ = 19,7°С

11риточный наружный воз.чух

в, =0.59


19--

/,°С

- 29


28

-27

26

/ =28.5°С

25

24

23


/ =22 5°С

--22

.2 = 21.5°С 21

U2=20,7°C

20

- 19

Рис. 2.13. Принятое распределение температур по поверхности обмена Focm в режиме косвенного испарительного охлаждения приточного наружного воздуха в установке кругаогодовой утилизации по схеме на рис. 2.12 в расчетных условиях теплого периода года в Москве



воздуха, антифриза и воды. В градирне в потоке наружного воздуха с началы1ой температурой по мокрому термометру м! = 18,5 °С, от испарения циркулирующая вода охлаждается до температуры гу1 = 19,7 °С, что оценивается показатель эффективности вида:

л tu}2 - twi 21,5 - 19.7

б'ги = - = - = и,О.

гу2 - *нм1 21,5 - 18,5

Достигаемое значение эффективности испарительного охлаждения воды в градирне принимается по данным из каталогов фирм-изготовителей. В работе [8] приведены технические характеристики для отечественных конструкций градирен типа Росинка производства Техэкопром , в которых достигается эффективность

= 0)7.

В качестве пластинчатых теплообменников рекомендуется применять продукцию фирмы Альфа-Лаваль Россия , имеющую завод в Московской области. Высокое качество и высокие теплотехнические показатели пластинчатых теплообменников этой фирмы обеспечили их щирокое применение в нащей стране. Расчет теплотехнической эффективности mohjho проводить по показателю

t axb-w

*аф1 22,5 - 20

аф2 - twi 22,5 - 19,7

0,9.

Такой высокий коэффициент эффективности достигается благодаря

высоким коэффициентом теплоотдачи о;аф = 6000 Вт/(м^-град) со стороны движения по каналам антифриза. Со стороны движения воды коэффициенты теплоотдачи будут еще больше. Для нахо-?кдения поверхности пластин при заданных показателях (аф-w и Т'аф.лу можно использовать график на рис. 2.11. В вырал?е-нии для показателя Nt вместо коэффициента теплопередачи К необходимо использовать коэффициент теплоотдачи ааф. Теплообменник установки утилизации в приточном агрегате выбирается для режима нагрева приточного воздуха утилизируемым теплом. Обычно показатель О^.и имеет значение не менее 0,65 -0,7. В принятых на рис. 2.12 режимах косвенного испарителя охлаждения приточного воздуха показатель эффективности вычисляется по выражению

~ к.и 28,5 - 23.5 Q

в

tjxo меньше обычно принимаемых величин п.н в установках утилизации теплоты вытялшого воздуха. В режимах по рис. 2.13 достигается понижение температуры приточного нарулшого воздуха до к-и = 23,5 °С. Благодаря предварительному охлал^деиию приточного воздуха в комфортных СКВ можно понизить проектную мошность холодильных машин до 40%. Достигаемое снилетие стоимости холодильных машин будет близко к стоимости оборудования установки утилизации.

В гл. 4 будет показано, что применение режима косвенного испарительного охлаждения в СКВ на текстильных комбинатах позволяет полностью отказаться от использования холодильных машин и увеличить энергетический показатель СКВ в три-четыре раза по сравнению с традиционными решениями СКВ.

Очень важно наличие в СКВ ступени косвенного испарительного охлаждения в летние дни. когда температура нарулшого воздуха превосходит расчетные параметры Б [18]. Так например, в Москве последние годы до двух летних недель имеет место повышение температур нарулшого воздуха до = 33-36°С, что выше расчетного значения = 28,5 °С, для которой выбирается мощность холодильной станции СКВ. Метод косвенного испарительного охлал?дения позволяет получать в климате Москвы температуру ки ~ 23,5 °С примерно одинаковой величины при воз-ростании > 28,5 °С [7,8]. Это позволяет в периоды высоких температур tu, не увеличивая мощность холоди.льной установки СКВ, получать комфортные t в обслулшваемых помещениях.

tn.h -

- *аф1 28,5 - 20



3.1. СКВ в классных комнатсхх школ

Глава 3

СОВРЕМЕННЫЕ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА В ОБЩЕСТВЕННЫХ ЗДАНИЯХ

3.1. СКВ в классных комнатах школ

Принципиальные схемы СКВ пре?кде всего определяются назначением и строительно-архитектурными решениями обшествен-ного здания. Так, например, в школьных зданиях традиционно применяется центральная приточная система вентиляций, совмещенная с воздушным отоплением. Имеются многочисленные л^а-лобы на плохой воздушный климат, создаваемый в классных комнатах от работы традиционной центральной системы воздушного отопления и вентиляции, хотя на ее круглогодовое функционирование затрачивается значительное количество тепла и электроэнергии.

Автором проведен анализ и расчеты систем для школьных зданий и показано, что наиболее энергетически эффективной и создающей наибольший комфорт для учащихся и учителей обеспечивается в местно-центральной СКВ с установкой под окнами в классной комнате ДЭ, от которых приточный воздух поступает в зону учащихся, как это показано на схеме рис. 2.4. В традиционной центральной системе ОВ в школьном здании приточный агрегат располагается в подвальном помещении. В школе на 22 класса в здании высотой четыре этали^ по подвалу от приточного воздуховода проходят коллекторные воздуховоды, имеющие десять вер-тикашных стояков. Производительность стояков по приточному нарулшому воздуху от 2565 до 520м^/ч. В зависимости от размера и назначения обслуживаемых помещений по вьи^оте этажей по стояку проходит различный расход приточного воздуха. Общая производительность по приточному воздуху центрального кондиционера составляет 19120 м^/ч. На группу стояков с одинаковой ориентацией по сторонам света обслулшваемых помещений прини-

мается общий зональный воздухонагреватель. В классных комнатах от общего стояка отходят два вертикальных ответвления, и на fjjjV на высоте от пола 2,6 м монтируются воздухораспределители соплового типа ВСП-400У с резиновыми регулировочными заглушками .

В рсл^име воздушного отопления и вентиляции классных помещений приточный воздух подается под потолком. Приточная струя захватывает испарения, тепловыделения и вредные газы, выделяемые учениками и поднимающиеся тепловыми конвективными струями под потолок, и частично возвращает вредности в зону обитания людей, что значительно ухудшает санитарно-гигиенические качества воздуха в рабочей зоне помещения. Вторым серьезным недостатком традиционной центральной системы является невозможность осуществления регулирования теплового релшма в каждом помещении. Третьим недостатком традиционным системы является отсутствие организованной вытялши отепленного и загазованного воздуха из классных комнат. Разработчики традиционной системы воздушного отопления и вентиляции классных комнат в школе полагали, что применяемые прслоте оконные рамы имели недостаточную герметичность. Через отверстия в окнах избыток воздуха в помещениях удаляется нарул^у и препятствует инфильтрации хо.лодного нарул^ного воздуха, что обеспечивало снижение нагрузок па отопление помещений.

За последпр1е годы в хювых строительных нормах [15,20] значительно повышены требования к увеличению термического сопротивления ограждающих конструкций и герметичности окон. При выполнении этих требований в новых зданиях отмечается высокая герметичность помещений, что требует обязательного применения механических приточпо-вытялаплх систем. Поэтому в традицшшной системе центрального притока необходимо дополнительно устроить организованную вытягкку из помещений.

Предлагаемое нами новое решение СКВ для классных комнат школьных зданий обеспечивает приток санитарной нормы приточного нарулшого воздуха в зону обитания людей, а организованную вьгтялчку осуществлять под потолком. В целях значительного снижения расходов тепла па подогрев приточного нарул^ного воздуха предлагается обязательное применение установки утилизации теплоты вытяжного воздуха на нагрев приточного наружного воздуха.

В классной комнате площадью 37 м' находится 25 учеников и учитель. Площадь наружных ограждений класса составляет 49 м^.



Примем нормируемое приведенное термическое сопротивление ограждений 2,0 м^ град/Вт и вычислим трансмиссионные теплопо.. тери:

) 49(20 + 26)

- 1127 Вт.

огр

Явные тепловыделения от учеников и учителя составляют

выд.л

25 X 80 + 1 X 105 = 2105 Вт.

Проведенный расчет показывает, что даже при расчетной температуре наружного воздуха в климате Москвы ij, = -26 °С [18 при проведении занятий в заполненном классе имеют место значительные превышения тепловыделений от людей по сравнению с трансмиссионными теплопотерями. Это требует охлаждения классных комнат:

Qx.ac.nH - т.выт.л ~ Qt.hot.tp - 2105 - 1127 = 978 Вт.

По санитарным нормам [21] в класс необходимо подавать приточного наружного воздуха на одного человека 16м^/ч и при нахождении в классе 25 человек получим

16 X 26 = 416 м^/ч.

Предлагаемая подача саннормы приточного наружного воздуха через ДЭ, установленные под окнами, позволяет иметь комфортное воздухораспределение при температуре приточного воздуха = = 17 °С [18]. Выше было показано, что благодаря эл?екции внутреннего воздуха через теплообменник ДЭ температура первичного нарулшого приточного воздуха может быть tnu = 8,6°С. В классной комнате при насыщенном нахождении людей показатель эффективности воздухораспределения можно принять К^ = 2,4. Тогда по формуле (1.13) получим

ty = 2,4(20 - 17) -Ы7 = 24.2 °С.

Воспринимаемые приточным наружным воздухом, который удаляется вытяжными системами под потолком, количество теплоизбытков составит

24 2 - 8 6

<3х.пн = 416 X 1,23 X 1 X \ = 2217 Вт.


расчет показывает, что холода приточного нарулшого воздуха начитсльно больше, чем требуется в пасмурный день зимой для ддержания в рабочей зоне классной комнаты комфортной темпе- атурь! tfi = 20°С. Излишек холода наружного приточного воздуха воспринимается подогретым эжектируемым воздухом в теплообменнике ДЭ, куда зимой подается отепленная вода с начальной Температурой 40 °С. Вычислим требуемую температуру притока t поступления в помещение от ДЭ в условиях подачи первичного воздуха с температурой п„ = 8,6 °С:

(Qx.

Qx.ac.nn) 3,6

Хп (И-/э) X рп X Ср

(3.1)

Для рассматриваемого режима в классной комнате получим:

(2217 - 978) X 3,6

f = 20-1-

410(1-2,8) X 1,2 X 1

22,4°С.

Расчет показывает незначительный перегрев приточного воздуха в теплообменниках ДЭ. В классной комнате под окнами установим два ДЭ. 1.6.240. Через калчдый ДЭ расход первичного воздуха доллен быть

416 3

/пп =-= -;г = 208 м /ч.

m 2

Тепловая производительность в расчетных условиях зимой при t,j = -26° С теплообменника одного ДЭ должна быть

Qx.un ~ Qx.ac.nH 2217 - 978 Ядэ = --=-2-

Принимаем начальную температуру горячей воды, подаваемой к теплообменнику ДЭ, Wi = 40°С и = 20°С. Тогда требуемая величина удельной тепловой производительности будет

620 г. ,

Аг. =-- = 31 Вт/град.

40-20

По графику на рис. 4.11 на с. 132 [8] при / н = 207м^/ч и = = 31Вт/град требуется при twri = 40 °С расход горячей воды через теплообменник ДЭ Gwr = 40кг/ч.0братная температура воды будет

?лэхЗ,6 690 x 3,6

40 X 4,2



Расчет показывает, что даже в расчетных условиях холодного п^, риода года система отопления на базе ДЭ может получить теплоту из обратной теплосети или на повышенном перепаде горячей воды, по сравнению с традиционным графиком теплоснаб?кения от ТЭ1 17]. При fu = -2б°С в климате Москвы расчетный перепад теп-лоснабжехшя от ТЭЦ по графику составляет 130 - 70 = 60°С, что для одного теплообменника ДЭ потребует расхода из сети горячей воды

620 X 3,6 ,

Благодаря применению высокоэффективного теплообменника в ДЭ расход горячей воды от ТЭЦ на один ДЭ мол^ет быть сокрашен:

620 X 3,6 . . , (/шг.тэц.лэ = -3Q 3 X 4.2 = 5,3 кг/ч

или в %-ном сокраш,ении расхода воды составит:

9,86 - 5,3

9,86

X 100 = 40%.

Расчет показывает, что при закрытой схеме теплоснабжения применение в системе отопления ДЭ позволяет сократить расход тепла от ТЭЦ на 40%.

Вторым энергосберегающим мероприятием в СКВ школьного здания предлагается применить установку утилизации теплоты вытяжного воздуха на нагрев приточного нарул-ного с насосной циркуляцией антифриза. В чердачном помещении необходимо рас-пололшть несколько вытяжных систем: из классных комнат; из туалетов; из кухни. Во всех вытялшых агрегатах должны быть установлены по ходу воздуха: фильтры грубой очистки; теплоизвлекающий теплообменник с поддоном и сепаратором; вытяжной вентилятор. Все теплоизвлекающие теплообменники в вытяжных агрегатах связывают параллельно трубопроводами для насосной циркуляции антифриза через них и теплоотдающий теплообменник в приточном агрегате. Благодаря применению установки утилизации за год функционирования приточно-вытяжных систем достигается значительная (до 60%) экономия тепла на нагрев приточного нарулшого воздуха. Количество сэконом.пенного за год работы систем утилизации тепла вычисляется по формуле [8

п - г ч/ вок кВт.ч .

емого по методике в работе [8]. J ттяемого воздуха tyi = 25 °С, эфе

год

Пяя расчетов по формуле (3.2) необходимо знать числовое значение удельного показателя достигаемого сни/кения расхода теплоты нагрев 1м^/ч приточного наружного воздуха Xt.yj вычисля-

Для Москвы и температуре удаляемого воздуха hyi = Z-U v, аффективности установки утилизации т.у - О'Зб величина удельного показателя составит <?.,..у = 22 (кВт ч/год) (mj/ч). Время работы установки Твок = 12 ч в сутки. Тогда по формуле (3.2) получим

V Ст.у = 20000 X 22- = 220000 кВт ч/год.

При стоимости 1 кВт ч тепла 0,3 руб достигается следующая готовая экономия Б оплате за тепло:

Ст.у = 220000 X 0,3 = 66000 руб/год.

Д()по.лнительпая экономия в оплате за тепло будет достигнута благодаря снижения на 40% расхода горячей воды от ТЭЦ. Окупаемость сооружения установки утилизации достигается так л^е сни-л^енисм капигалынях затрат на тепловые сети и тепловой пункт, что может быть оценено в 1600 руб/кВт- ч в расчетном отопительном режиме.

Учитывая, что школьные здания находятся на местном бюджете, достигаемая экономия в оплате за тепло позволит профинансировать реконструкцию систем отопления и вентиляции в других школьных зданий по изложешюй выше энергосберегающей технологии функционированием систем отопления и вентиляции.

3.2. Система микроклимата помещений плавательных бассейнов

Помещения плавательных бассейнов используют, как правило круглый год. Температура воды в бассейне в холодный период года не должна опускаться пияе 25 °С, а летом увеличиваться до 27°С. Температура воздуха поддерживается на 1-2°С выше температуры воды при относительной влажности 50-60%.

Наличие открытой поверхности воды обусловливает поступление в воздух помещений большого количества водяных паров. Количество испаряющихся с поверхности ванны бассейна водяных



1 2 3 4 5 6 7 ... 14

Яндекс.Метрика