Меню

Охлаждение потоком воздуха расчет



Расчет мощности систем охлаждения помещений

В. И. Костин, доктор техн. наук, профессор, Новосибирский государственный архитектурно-строительный университет (Сибстрин), izvuz_str@sibstrin.ru

В статье показана целесообразность проведения помесячных и посуточных расчетов систем климатизации зданий. Проведение таких расчетов повысит надежность этих систем и снизит эксплуатационные затраты.

Традиционно расчет систем климатизации в нашей стране ведется для трех значений температур наружного воздуха, принятых за расчетные для соответствующих периодов года: теплого, переходного, холодного [1]. Обеспечивает ли такой подход решение основной задачи систем климатизации – поддержание в помещении требуемого микроклимата при оптимальных капитальных и энергетических затратах? Думается, что нет. Поэтому представляются весьма интересными предложения, внесенные Ю.А. Табунщиковым и Ю.В. Миллер в статье [2]. Приведя ряд расчетов для жилых и административных помещений, авторы делают вывод, вносящий в случае его реализации существенные коррективы в практику проектирования систем климатизации: «Целесообразно проводить расчеты годового расхода тепловой энергии на отопление и охлаждение помещений зданий по разработанной математической модели, 1 учитывающей особенности режима эксплуатации помещения, такие как переменный воздухообмен, изменение внутренних теплопоступлений, переменные температуры внутреннего воздуха в течение суток, а также особенности почасовых изменений параметров наружного воздуха в течение года» [2].

Рассмотрим возможные результаты применения этой идеи на стадии проектирования на примере расчета мощности системы охлаждения промышленного здания с повышенными требованиями к точности поддержания заданной температуры внутреннего воздуха tв.

Исходные данные

Помещение расположено на первом этаже здания, имеет две наружные стены, ориентированные на юг и север. Место расположения – Новосибирск. Расчетная температура наружного воздуха tн р = +26,4 °C. Амплитуда колебания наружного воздуха от максимальной tн max до минимальной температуры tн min A = 11,4 °C. Объем помещения 10800 м 3 , внутренние поступления теплоты в рабочее время Qв = 32,4 кВт, кратность воздухообмена, определенная из условия соблюдения санитарных стандартов, n = 4, tв = +20 °C.

Конструкция стен: кирпичная кладка толщиной δ = 0,51 м, утеплитель URSA, δ = 0,06 м, коэффициент теплопроводности λ = 0,042 Вт/(м·°C).

Пол утепленный, утеплитель керамзитобетон, δ = 0,06 м, λ = 0,24 Вт/(м·°C). Остекление двойное (второе стекло теплоотражающее), сопротивление теплопередаче 0,48 (м·°C)/Вт.

Доля максимальных часовых поступлений от солнечной радиации Qmax с.р в общем тепловом балансе 26,1%.

Результаты расчетов

Расчеты производились по программе РНП «АВОК» 5.1–2008 «Расчет нагрузки на систему кондиционирования воздуха при нестационарных теплопоступлениях». Часть результатов опубликована ранее в статье [4]. Здесь приводятся новые расчеты, которые производились из условия поддержания постоянной температуры tв как в рабочее, так и в нерабочее время. Возможность отклонения температурного режима от расчетного в нерабочее время во избежание убытков от брака должна быть обоснована расчетами, подтвержденными натурными испытаниями. Однако подобного рода исследования нам неизвестны. Кроме того, в условиях рыночной экономики число рабочих часов зависит от объема заказов. Одно и то же предприятие может работать и в одну смену, и круглосуточно. Следовательно, системы климатизации должны быть одинаково экономичны и эффективны при любой сменности в работе.

Суточное изменение холодильной нагрузки при односменной работе (рабочий период с 8.00 до 16.00)

Суточное изменение холодильной нагрузки при двухсменной работе (рабочий период с 8.00 до 00.00)

Суточное изменение холодильной нагрузки при трехсменной работе

На рис. 1–3 показана в относительных величинах Q x динамика изменения мощности системы охлаждения в течение расчетных суток (июль) при одно-, двух- и трехсменной работе.

где Qx min , Qx р – минимальная и расчетная (максимальная) мощность системы охлаждения.

где Qx п , Qx в – соответственно расходы холода на охлаждение помещения и приточного воздуха.

Таблица 1
Число
смен
Qв m +
+ Qmax с.р /Qx р.п
Qx min /Qx р ΔQx п /Qx ср.п ,
%
Qxi р /Qx3 р Qxi р.п /Qx3 р.п
Одна 2,740 0,112 ±12,90 0,818 0,39
Две 1,720 0,192 ±11,14 0,882 0,69
Три 1,152 0,300 ±0,58 1,000 1,00

В табл. 1 приводятся сопоставления ряда расчетных показателей. В ней приняты следующие обозначения: Qв – внутренние теплопоступления; Qmax с.р – максимальные часовые поступления солнечной радиации; Qx р.п – максимальный расход холода на охлаждение помещения, определенный данным расчетом; ∆Qx п – амплитуда колебания расхода холода на охлаждение помещения от среднесуточного расхода Qx ср.п ; Qxi – расход холода для одно-, двухсменной работы, Qx3 – для трехсменной работы.

Данные табл. 1 позволяют сделать следующие выводы:

1. Определение мощности системы охлаждения по максимальным теплопоступлениям (Qв + Qmax с.р ) существенно завышает ее величину (особенно при одно- или двухсменной работе).

2. Суточные колебания расходов холода определяются в основном изменением температуры наружного воздуха. Амплитуда изменения потребности в холоде для помещения ∆Qx п невелика, однако для помещений с большей степенью остекления и с меньшей тепловой инерцией ограждающих конструкций она может быть значительной.

В любом случае динамика изменения затрат холода на охлаждение приточного воздуха и помещения будет различной.

Применение расчетов

Рассмотрим теперь, как результаты расчетов можно использовать для анализа вариантов проектных решений системы охлаждения. Проанализируем следующие два варианта.

1. Раздельная система охлаждения приточного воздуха и помещения. Температура приточного воздуха принимается равной температуре внутреннего воздуха, а помещение охлаждается, например, настилающимися на остекление струями.

2. Совмещение охлаждения с приточным воздухом (совмещенная схема). Возникает вопрос – достаточно ли информации для технико-экономического сравнения этих вариантов дают произведенные для расчетного режима вычисления.

В табл. 2 приводится продолжительность стояния температур наружного воздуха tн до +10 °C и менее +20 °C (в процентах от общей продолжительности месяцев) для трех городов России за период май–сентябрь 2 .

Таблица 2
Город tн, °C Месяц
Май Июнь Июль Август Сентябрь
Благовещенск ≤+10 42,3 3,1 1,0 1,5 36,8
3 .

1. Минимальная температура tн min = +10 °C, максимальная tн max = +17,5 °C. Пасмурная погода.

2. tн min = +12 °C, tн max = +22,9 °C. Переменная облачность.

В обоих случаях требовалось круглосуточное охлаждение помещения.

Результаты расчета для совмещенной схемы при трехсменной работе представлены на рис. 4. Кривая 1 соответствует первому случаю, кривая 2 – второму; Q н – динамика изменения нагрева, Q x – охлаждения. Из рис. 4 видно, что для первого случая требуется круглосуточный нагрев приточного воздуха, для второго – с 10.00 до 20.00 необходимо охлаждение, в остальное время требуется нагрев. Однако смена работы теплообменников с режима нагрева на режим охлаждения и наоборот требует времени, в течение которого вследствие переходных процессов в системе обработки воздуха возможно нарушение температурного режима в помещении и появление брака.

Для устранения этого явления нужны соответствующие решения, заранее предусмотренные в проекте.

Проведенные аналогичные расчеты для одно- и двухсменной работы показали, что при совмещенной схеме требуются значительные затраты энергии на нагрев приточного воздуха в нерабочее время (табл. 3), а при односменной работе – и на его охлаждение после окончания смены в течение 3–4 ч.

Примечание.
Qн – суточный расход тепла на нагрев приточного воздуха,
Qx – суточный расход холода на охлаждение помещения.

Из табл. 2 видно, что продолжительность стояния температур tн менее +20 °C за летние месяцы составляет: для Благовещенска 55,8%, для Москвы 72,1%, для Новосибирска 69,4%. Следовательно, при совмещенной схеме для случаев одно- и двухсменной работы придется нагревать приточный воздух практически все лето.

Таким образом, применение совмещенной схемы охлаждения при одно- и двухсменной работе нецелесообразно. Заметим, что при расчетном режиме tн max = +26,4 °C затраты на нагрев приточного воздуха в нерабочее время невелики и частично компенсируются теплотой, аккумулированной ограждающими конструкциями. И если ограничиться сравнениями вариантов при параметрах наружного воздуха Б, то выводы могут получиться противоположными. Вопрос о целесообразности совмещенной схемы охлаждения при круглосуточной работе следует решать на основе технико-экономического анализа.

При традиционном расчете вряд ли удалось бы выявить необходимость подогрева приточного воздуха в июле, а тем более смену режима работы теплообменных аппаратов (нагрев – охлаждение – нагрев) в течение суток.

Эти выводы справедливы и для случаев, когда искусственное охлаждение воздуха не применяется. Примером могут служить данные о необходимости учета почасовых изменений tн при расчете систем вентиляции на ассимиляцию избытков теплоты, приведенные в работе [5].

Реализация предложений авторов статьи [2] позволит учесть специфику зданий различного назначения, например зрелищно-развлекательного направления и общественного питания. В этих зданиях максимум внутренних теплопоступлений приходится на вечернее время (с 18.00 до 22.00, а иногда и позже), т.е. на период более низких температур наружного воздуха, по сравнению с так называемым расчетным часом. Так, в Новосибирске это снижение составляет: в 18.00 – 1,2 °C; в 20.00 – 4 °C; в 22.00 – 6,8 °C. Соответственно, будут меньше и расходы энергии на охлаждение приточного воздуха, а значит, и установочные холодильные мощности.

В то же время здания административного и общественного назначения, как правило, в ночное время не работают. Следовательно, для них нет необходимости делать вышеприведенные расчеты на случай появления в июле низких температур tн (порядка +10 °C), которые могут быть в ночные часы.

Таким образом, число расчетных климатических точек (сочетаний параметров наружного воздуха и интенсивности солнечной радиации) зависит от конкретных климатических условий, назначения помещений, требований к состоянию его воздушной среды.

Расчеты должны учитывать годовую (по месяцам) и суточную динамику изменения потребности в теплоте (холоде) наружного воздуха.

Предложения, высказанные в статье [2], отнюдь не противоречат СНиПу [1], где регламентированы лишь экстремальные для соответствующего периода температуры наружного воздуха. А введение помесячных и почасовых расчетов повысит надежность систем климатизации и снизит затраты на их создание и эксплуатацию.

Для реализации предложений авторов статьи [2] целесообразно разработать соответствующие методические указания.

Литература

  1. СНиП 41-01–2003. Отопление, вентиляция и кондиционирование. Введен в действие 01.01.2004 / Госстрой России. М. : Госстрой России, 2004.
  2. Табунщиков Ю.А., Миллер Ю.В. Оценка годового расхода энергии на отопление и охлаждение зданий // АВОК.– 2013.– № 3.
  3. Табунщиков Ю.А., Бродач М.М. Математическое моделирование и оптимизация тепловой эффективности зданий. М. : АВОК-ПРЕСС, 2002.
  4. Костин В.И., Русских Е.Ю. Проблемы расчета холода на системы кондиционирования промышленных зданий // Известия вузов. Строительство.– 2012.– № 5.
  5. Костин В.И., Федоров Б.А. Проблемы расчета воздухообмена в помещениях с избытками теплоты // Известия вузов. Строительство.– 2011.– № 6.

1 Подробное изложение этой математической модели приводится в книге [3].

2 Таблица составлена на основе данных «Научно-прикладного справочника по климату СССР». СПб., 1989–1998 гг.

3 Проблемы, связанные с расчетами для мая и сентября, рассмотрены в статье [4].

Источник

Вентиляторы систем охлаждения
Теоретический расчет величины воздушного потока и потребляемой мощности вентиляторов

О проблемах работы систем охлаждения наш журнал уже писал в статье «Антифриз». Мы продолжаем эту тему и рассмотрим проблемы расчета величины воздушного потока и потребляемой мощности вентиляторов систем охлаждения.

Немного теории

Все вентиляторы систем охлаждения мобильных машин относятся к классу «осевых», или «пропеллерных», т. е. вентиляторов, нагнетающих поток по направлению оси вращения лопастей. Этим они отличаются от «центробежных», которые изменяют направление потока на 90° и направляют его перпендикулярно оси вращения лопастей.

Теплообмен в радиаторах систем охлаждения

В основе расчетов систем охлаждения лежит формула теплопередачи

где ΔQ – количество тепла, передаваемое телу;
m – масса тела;
ΔT – разница температур;
C – удельная теплоемкость.

Из приведенной формулы можно сделать важные выводы. Если ΔQ и С – величины постоянные, то чем больше ΔT , тем меньше m. И еще: количество тепла ΔQ, которое может быть передано от одного тела другому, прямо пропорционально разнице температур этих двух тел ΔT. Относительно теплообмена в радиаторе системы охлаждения это означает: чем больше разница температур охлаждающей жидкости и окружающего воздуха ΔT (Tж–Tв), тем меньший поток воздуха F, кг/с, требуется для охлаждения. Эта зависимость представлена на рис. 1. Из графика видно: когда температура окружающего воздуха приближается к температуре охлаждающей жидкости, т. е. ΔT уменьшается почти до нуля, требуемый поток воздуха стремительно увеличивается.

Этот и приведенные ниже графики построены на основе реальных испытаний.

Энергия, необходимая для создания воздушного потока заданной величины

Теперь рассмотрим зависимость энергопотребления привода вентилятора от величины воздушного потока и его скорости.

Как известно из классической механики, количество энергии, необходимой для приведения тела в движение, пропорционально скорости тела в квадрате:

Применительно к системе охлаждения из этого уравнения следует: чтобы увеличить поток воздуха, проходящий через радиатор, необходимо увеличить скорость потока, если эффективная площадь радиатора остается неизменной.

Отношение величины воздушного потока и энергии, необходимой для создания этого потока, выражается «законом вентилятора»:

где Е1 – энергия, затрачиваемая для создания существующего воздушного потока;
Е2 – энергия, необходимая для создания будущего воздушного потока;
F1 – величина существующего воздушного потока;
F2 – величина необходимого воздушного потока.

Из этого уравнения можно сделать важный вывод: энергия, необходимая для увеличения воздушного потока, пропорциональна отношению новой и старой величин потока в третьей степени. То есть, чтобы увеличить поток воздуха через радиатор в 2 раза, надо увеличить количество энергии в 8 раз (даже без учета возрастания аэродинамического сопротивления радиатора).

На рис. 2 изображена относительная зависимость между мощностью, потребляемой вентилятором, и величиной воздушного потока.

Принципы разработки систем охлаждения

Проектирование системы охлаждения обычно начинают с выбора максимальной рабочей температуры, т. е. максимальной температуры окружающего воздуха, при которой система охлаждения способна поддерживать температуру охлаждающей жидкости двигателя на заданном уровне.

После выбора максимальной рабочей температуры можно определить расчетный перепад температур ΔT в системе и величину необходимого воздушного потока. Чем выше выбранная максимальная рабочая температура, тем больше величина необходимого воздушного потока.

Проще говоря, если мы рассчитываем систему охлаждения для работы в средней полосе, взяв за максимум температуру окружающего воздуха +35 °С, нам потребуется менее мощный вентилятор, чем в случае, когда система охлаждения будет рассчитана на работу при +50 °С.

Для создания оптимальной по характеристикам системы охлаждения следует учитывать факторы, перечисленные далее.

Как правильно выбрать максимальную рабочую температуру

Если выбрать слишком низкую максимальную рабочую температуру, машина будет перегреваться при высоких температурах окружающего воздуха, но если выбрать чрезмерно высокую, заложив в конструкцию системы охлаждения слишком большой запас производительности, система будет потреблять слишком большую мощность, а это приведет к перерасходу топлива и ухудшению экономичности машины. Поэтому очень важно выбрать оптимальное значение максимальной рабочей температуры.

На рис. 3 представлена зависимость величины воздушного потока от температуры окружающего воздуха для теплообменника типа «воздух–воздух». В испытанной системе охлаждения использовался вентилятор Ø 864 мм, максимальная рабочая температура равнялась 43 °С.

На рис. 4 представлена зависимость мощности, потребляемой вентилятором, от температуры окружающего воздуха: мощность быстро падает с понижением температуры. Если температура окружающего воздуха опускается всего на 17 °С ниже максимальной рабочей температуры системы охлаждения, потребляемая мощность уменьшается более чем на 50%.

Свести к минимуму нагрузку на систему охлаждения

Следует выявить и исключить все паразитные нагрузки на двигатель, которые увеличивают его теплоотдачу и нагрузку на систему охлаждения. Такие паразитные нагрузки обычно появляются из-за нерациональных конструкторских решений.

Например, гидромуфта привода вентилятора обычно имеет к.п.д. 75–85%. Это означает, что 15–25% подводимой к ней мощности превращается в тепло, от которого нагревается гидравлическое масло. Это тепло должно быть отведено через систему охлаждения самим вентилятором. Гидропривод вентилятора на максимально напряженном режиме работы обычно создает 5–7% общей тепловой энергии, которая отводится системой охлаждения. За счет этого на максимальном режиме работы мощность, необходимая для привода вентилятора, увеличивается на 16–22%, чтобы дополнительно отвести тепло, созданное самим приводом, плюс потери 15–25% за счет не 100%-ного к.п.д. В результате «набегает» лишней потребляемой мощности на привод вентилятора до 31–47% на максимальном режиме.

Сравним: ременный привод вентилятора обычно имеет к.п.д. 93–98% и не увеличивает нагрузку на систему охлаждения.

Выбор диаметра вентилятора

Увеличивая диаметр крыльчатки вентилятора, можно увеличить площадь сечения воздушного потока, за счет чего можно уменьшить его скорость. Поскольку площадь круга изменяется пропорционально величине диаметра в квадрате, скорость воздушного потока изменяется пропорционально квадрату диаметра вентилятора.

Как установлено ранее, потребляемая вентилятором мощность изменяется пропорционально квадрату скорости воздушного потока. Таким образом, мощность, потребляемая вентилятором, изменяется обратно пропорционально изменению диаметра в четвертой степени:

где Е1 – мощность, потребляемая существующим вентилятором;
Е2 – мощность, потребляемая новым вентилятором;
Ø1 – диаметр существующего вентилятора;
Ø2 – диаметр нового вентилятора.

Из уравнения видно, что при увеличении диаметра вентилятора на 10% (и соответственно площади радиатора) потребляемая вентилятором мощность снижается на 32% при сохранении прежней величины воздушного потока. Поэтому выгодно использовать радиатор и вентилятор наибольшего размера, которые можно разместить в подкапотном пространстве машины.

Системы с регулируемой величиной воздушного потока

Оптимальное решение. Системы охлаждения с регулируемой величиной воздушного потока позволяют обеспечивать высокую максимальную рабочую температуру без чрезмерных паразитных затрат мощности. Два наиболее распространенных способа регулировки величины воздушного потока – изменение частоты вращения или угла поворота лопастей вентилятора. Следует заметить, что уменьшение частоты вращения вентилятора выгодно не только с точки зрения экономии мощности, но и для снижения шума работы.

Вентиляторы охлаждения с поворачивающимися лопастями (изменяемым шагом) позволяют регулировать воздушный поток. Использование таких вентиляторов дает возможность разработчикам систем охлаждения обеспечить требования при экстремально высоких температурах окружающего воздуха и в то же время свести к минимуму потребление мощности на привод.

На рис. 5 представлена зависимость величины воздушного потока, проходящего через радиатор, от статического давления: при увеличении статического давления воздушный поток уменьшается. Чем больше воздуха будет проходить через радиатор, тем большее давление потребуется создать. На графике видно, как изменяется величина воздушного потока при изменении угла поворота лопастей (кривые сдвигаются на графике).

Испытания показали, что даже при относительно теплой погоде (+27 °С) использование вентилятора с поворачивающимися лопастями позволило снизить потребляемую мощность до 50%.

Источник

Читайте также:  Как установить кондиционер без разрешения

Вентилиция и кондиционирование © 2021
Внимание! Информация, опубликованная на сайте, носит исключительно ознакомительный характер и не является рекомендацией к применению.

Adblock
detector
Таблица 3
Число смен Qн/Qx
tн min = +10 °C,
tн max = +17,5 °C
tн min = +12 °C,
tн max = +22,9 °C
Одна 7,41 3,76
Две 2,57 1,49