Кондиционеры настенного типа
FTXS-K

Публикации

К оценке энергоэффективности испарительных систем кондиционирования со ступенчатой обработкой воздуха
С. Тесленко, главный специалист ТОО "Казахский Сантехпроект"

Традиционные решения систем кондиционирования (СКВ) предусматривают, как правило, работу холодильных машин в теплый период года. Одним из перспективных направлений экономии энергии в СКВ является разработка схемных решений, использующих естественный потенциал наружного и вытяжного воздуха для охлаждения приточного воздуха в летнее время.

Решению этой задачи в значительной степени отвечают СКВ испарительного типа. Использование таких систем зачастую позволяет либо полностью отказаться от применения дорогостоящих и энергоемких холодильных машин, либо значительно сократить их установленную мощность. Помимо того, что такие системы энергетически и экономически эффективны, они уменьшают выбросы в атмосферу фтористо-хлористых хладагентов, которыми заряжаются холодильные агрегаты.

В практике кондиционирования настоящего времени нашли ограниченное применение установки прямого и косвенно-прямого испарительного охлаждения воздуха, а также так называемые бескомпрессорные СКВ, реализующие возможность сухого охлаждения приточного воздуха[ 1 ].

С целью повышения энергоэффективности известных СКВ испарительного типа автором был разработан и предложен ряд новых разновидностей таких систем кондиционирования со ступенчатой обработкой приточного воздуха [2].

11.jpg

На рис. 1 представлены схемные решения предлагаемых установок кондиционирования с одноступенчатой (а), двухступенчатой (б) и трехступенчатой (в) обработкой воздуха.

На рис. 2 даны i-d-диаграммы, на которые нанесены процессы обработки воздуха в теплый (а, б, в) и холодный (г) периоды года. Заметим, что в холодный период года процессы обработки воздуха одинаковы вне зависимости от числа ступеней.

Схема рис.1 а, обеспечивает одноступенчатое охлаждение воздуха и содержит воздухо-воздушный теплообменник 1, камеру орошения 4, а также вентагрегаты приточного, вытяжного и вспомогательного воздуха (соотв. 7,8,9).

11-1.jpg

Приточный воздушный канал после теплообменника I подключен к воздуховоду вытяжного воздуха. Генератором холода в теплый период служит камера орошения 4, в которой адиабатически охлаждается смесь охлажденного и удаляемого из помещения воздуха. Этот воздух перед удалением в атмосферу проходит через теплообменник 1, где обеспечивает сухое охлаждение наружного воздуха. Объем наружного воздуха превышает объем приточного, поступающего в помещение.

С увеличением объема вспомогательного воздуха обеспечивается более глубокое охлаждение приточного воздуха.

В холодный период года теплообменник I обеспечивает утилизацию тепла вытяжного воздуха, удаляемого наружу. Остальной вытяжной воздух подается на рециркуляцию. При этом в холодный период объем воздуха, нагреваемого в теплообменнике 1, равен объему приточного воздуха. Последний перед поступлением в помещение догревается в воздухонагревателе 11. В холодный период камера орошения 4 и вентагрегат 9 отключены.

Схема рис.1 б, обеспечивает летом двухступенчатое охлаждение приточного воздуха. Она дополнительно оснащается вторым воздухо-воздушным теплообменником 2 и камерой орошения 5, устанавливаемыми во вспомогательном потоке предварительно охлажденного наружного воздуха.

Двухступенчатая установка работает следующим образом. В теплый период года (рис.1 б, 2 б) наружный воздух (т. 1) охлаждается в теплообменнике 1 до состояния в т. 2 и далее делится на два потока. Один (основной) поступает в теплообменник 2, где доохлаждается до состояния в т. 3, нагревается в воздухопроводе до состоянии в т. 4 и поступает в помещение, в котором приобретает параметры т. 5. Второй поток (вспомогательный) в камере орошения охлаждается до состоянии в т. 6, подогревается в теплообменнике 2, поглощая теплоту приточного воздуха, до т. 7, и поступает в воздуховод, где смешивается с удаляемым из помещения воздухом (т. 7), приобретая параметры т. 8.

Смесь воздуха охлаждается в камере орошения 4 до т. 9, подогревается в теплообменнике 1, поглощая теплоту наружного воздуха, до состояния в т. 10 и удаляется в атмосферу.

В воздухо-воздушных теплообменниках 1 и 2 тепловая обработка воздуха производится без изменения влагосодер-жания за счет разности температурных потенциалов охлаждающего и охлаждаемого потоков воздуха. В камерах орошения 4 и 5 воздух охлаждается адиабатически без изменения его теплосодержания. В зависимости от соотношения объемов основного и вспомогательного потоков воздуха температура приточного воздуха может быть снижена. Предельным значением этой температуры является температура точки росы наружного воздуха.

В холодный период года (рис.2 г) смесь наружного (т. 1) и рециркуляционного воздуха (т. 5) с состоянием в т. 2 подогревается в теплообменнике 1 до состояния в т. 3 и поступает в теплообменник 11, где догревается до состояния в т. 4 и поступает в помещение, где приобретает параметры т. 5. Часть воздуха, удаляемого из помещения, поступает в теплообменник 1, где охлаждается, отдавая тепло приточному воздуху, до состояния в т. 6 и далее удаляется в атмосферу. В это время вентилятор вспомогательного потока воздуха 9 выключен. Изменение объема наружного, рециркуляционного и удаляемого в атмосферу воздуха обеспечивается воздушными клапанами.

Трехступенчатая система кондиционирования отличается наличием дополнительного третьего контура для вспомогательного потока воздуха, который оснащен третьим воздухо-воздушным теплообменником 3, камерой орошения 6 и вентагрегатом 10. Принципиальная схема этой СКВ приведена на рис.1 в, а i-d-диаграмма с процессами обработки воздуха в летний период – на рис.2 в.

В настоящей статье приводятся результаты расчетных исследований охлаждающей способности и энергетической эффективности, предлагаемых косвенно-испарительных систем кондиционирования со ступенчатой обработкой воздуха применительно к климатическим условиям ряда городов СНГ.

В качестве исходных данных для расчетов приняты следующие показатели:

  • расход приточного воздуха, подаваемого в обслуживаемое помещение – 30 тыс. м3/ч;
  • ассимиляционный перепад температур воздуха в помещении – 5 °С;
  • тепловлажностное отношение – 5500 кДж/кг;
  • объем вытяжного воздуха – 90% от объема приточного;
  • объем рециркуляционного воздуха – 50% от объема приточного;
  • расчетные параметры наружного воздуха – параметры Б по СНиП 2.04.05-91*;
  • нагрев воздуха в приточном канале – 1 °С, во вспомогательном и вытяжном – 0,5 °С;
  • тип воздухо-воздушных теплообменников – роторный с переменной скоростью вращения марки DVH производства фирмы Systemair. Подбор типоразмеров теплообменников производился из условия обеспечения коэффициента температурной эффективности в интервале 0,775-0,825 (при равенстве расходов воздуха);
  • тип камер орошения – аппараты с сотовой насадкой, производства фирмы «Веза». Подбор камер производился из условия обеспечения эффективности адиабатического охлаждения – до ф = 0,95%. Охлаждающая способность рассматриваемых испарительных систем кондиционирования с одно-, двух- и трехступенчатыми схемами обработки воздуха для климатических условий г. Алма-Аты и г. Ашгабада применительно к перечисленным исходным данным иллюстрируется рис.3. Из графика видно, что степень охлаждения приточного воздуха в основном определяется климатическими условиями, общим объемом поступающего в кондиционер наружного воздуха, а также числом ступеней его обработки.

11-2.jpg

Зависимость степени охлаждения приточного воздуха от общего расхода наружного воздуха для двухступенчатых СКВ испарительного типа для указанных исходных данных применительно к рас­четным климатическим условиям семи различных городов приведены на рис.4. Для обеспечения более глубокого охлаждения приточного воздуха может быть рекомендовано применение других разновидностей схемных решений, которые приведены на рис.5 а, б.

11-3.jpg

Отличительная особенность схемы рис. 5 а, состоит в том, что к потоку вытяжного воздуха из помещения подключается часть потока приточного охлажденного воздуха перед камерой орошения 5. Далее смесь воздуха обрабатывается аналогично схеме на рис. 2 б.

Схема рис.5 б, предусматривает подключение части потока предварительно охлажденного воздуха после теплообменника 1 к потоку вытяжного воздуха перед камерой орошения 5. Данные схемные решения могут обеспечивать дополнительное охлаждение кондиционируемого воздуха на 0,5-1,5 °С, однако их использование в сравнении со схемой 2 б приводит к увеличению капитальных затрат на оборудование (поз. 2,5) и повышению энергопотребления вентагрегатом 9.

В качестве теплообменников для всех рассмотренных схем могут использоваться как роторные, так и пластинчатые аппараты. При этом следует иметь в виду, что пластинчатые теплообменники по сравнению с роторными характеризуются более низкими коэффициентами температурной эффективности и, следовательно, при прочих равных условиях обеспечивают меньшую степень охлаждения приточного воздуха.

На рис. 5 впредставлена еще одна схема двухступенчатой СКВ испарительного типа. Это схемное решение предполагает использование для охлаждения приточного воздуха поверхностных воздухоохладителей 6 и 7, через которые циркулирует вода, охлаждаемая в камерах орошения 4, 5, работающих в режиме градирни.

Если нормируемые метеорологические условия в обслуживаемых помещениях не могут быть обеспечены системами испарительного охлаждения, то последние можно дооснастить секциями воздухоохладителей, устанавливаемыми после секций подогрева и подключаемыми к источникам машинного холода.

В таких случаях могут использоваться также местно-центральные системы, в которых охлаждение наружного воздуха возлагается на установки кондиционирования испарительного типа, а поддержание требуемых температурно-влажно-стных условий в обслуживаемом помещении обеспечивается местными агрегатами, использующими машинный холод. В качестве местных агрегатов могут ис­пользоваться фанкойлы, подключаемые к чиллерам, либо внутренние блоки VRF-систем. В таких комбинированных СКВ обеспечивается значительное снижение установочной мощности холодильных агрегатов.

Данные энергопотребления двухсту­пенчатых систем кондиционирования косвенно-испарительного типа (вариант 1)в сопоставлении с традиционными СКВ, потребляющими машинный холод (вариант 2),для расчетных климатических условий рассматриваемых городов представлены в табл. 1. Расчеты производились применительно к приведенным ранее исходным данным. Холодопотребность СКВ традиционного типа определялась из условия сухого охлаждения приточного воздуха в температурном диапазоне аналогично принятому для СКВ испарительного типа. Подбор холодильных машин производился с учетом непроизводительных потерь холода в размере 10%. В качестве источников холода приняты холодильные машины с воздушным охлаждением конденсатора, оснащенные гидравлическим модулем испарителя.

11-4.jpg

Мощность, потребляемая испарительной СКВ (вариант 1),для расчетных параметров теплого периода года определялась по формуле:

ΣNв1 = ΣNв + ΣNрт + ΣNw,

где ΣNв – мощность, расходуемая на циркуляцию воздуха, кВт;

ΣNрт – мощность, расходуемая на привод роторных теплообменников, кВт;

ΣNw – мощность, расходуемая на циркуляцию воды в камерах орошения, кВт.

Мощность, затрачиваемая на циркуляцию воздуха:

11-5.jpg

где Nnp, Nвсп, NвытT – мощность, расходуемая на циркуляцию потоков приточного, вспомогательного и вытяжного воздуха, кВт;

Lпр, Lвсп, Lвыт – соответственно расходы потоков приточного, вспомогательного и вытяжного воздуха, м3/ч;

ΣΔРпр, ΣΔРвсп, ΣΔРвыт – суммарные сопротивления соответственно по потокам приточного, вспомогательного и вытяжного воздуха, Па;

hB = 0,6 – КПД вентагрегата. Суммарные потери давления по воздушным потокам принимались:

Ø для канала приточного потока воздуха:

ΣΔРпр = ΔРпрТ1 + ΔРпрТ2 + (ΔРпрф + ΔРпркл + ΔРпрпод + ΔРпрсв);

Ø для канала вспомогательного потока воздуха:

ΣΔРвсп = ΔРпрТ1 + ΔРвспК1 + ΔРвспТ2 + ΔРвспК2 + (ΔРпрф + ΔРвспсв);

Ø для потока вытяжного воздуха:

ΣΔРвытвыт = ΔРвытТ1 + ΔРвытК1 + ΔРвытсв;

где ΔРпрТ1, ΔРпрТ2 – потери давления в роторных теплообменниках по потоку приточного воздуха;

ΔРпрф, ΔРпркл, ΔРпрпод – потери давления соответственно в фильтре, клапанах, секции подогрева, Па;

ΔРпрсв = 360 Па – свободный напор приточного вентагрегата, расходуемый на преодоление сопротивления на воздухозаборе, сети воздуховодов и воздухораспределителей, Па;

ΔРвспТ2, ΔРвспК1, ΔРвспК2 – потери давления в роторных теплообменниках и камерах орошения по вспомогательному потоку воздуха, Па;

ΔРвспсв =150 Па – свободный напор вспомогательного вентагрегата, расходуемый на преодоление сопротивления воздухозабора, выброса воздуха и сети воздуховодов;

ΔРвытсв = 240 Па – свободный напор вытяжного вентагрегата, расходуемый на преодоление сопротивления на воздухо-заборе, выбросе воздуха, в клапанах, сети воздуховодов и решетках забора воздуха из помещения.

Потери давления, заключенные в скобки, принимались одинаковыми по величине для рассмотренных климатических зон (по городам).

Определение мощности, расходуемой на преодоление аэродинамического сопротивления в СКВ испарительного типа для холодного периода производилось с учетом того, что вентагрегат вспомога­тельного потока воздуха и роторный теплообменник Т2 отключены, а через канал удаляемого воздуха в теплообменнике Т1 проходит только объем вытяжки за вычетом объема рециркуляции.

Суммарная мощность, потребляемая СКВ традиционного типа (вариант 2), для расчетных условий теплого периода года определялась по формуле:

ΣNв2 = ΣNвп + ΣNxy,

где ΣNxy, – мощность, потребляемая холодильной установкой на производство холода и транспортировку холодоносителя к воздухоохладителю кондиционера;

ΣNвп – суммарная мощность, расходуемая на циркуляцию потоков приточного и вытяжного воздуха, кВт, которая определяется по формуле:

11-6.jpg

При этом:

ΣΔРпр = ΔРпрохл + ΔРпрпод + (ΔРпрф + ΔРпркл + ΔРпрсв);

где ΔРпрохл, ΔРпрпод – потери давления в секциях охлаждения и подогрева кондиционера, Па;

ΔРпрсв = 360 Па – свободный напор приточного вентагрегата;

ΣΔРвыт = ΔРсввыт = 220 Па – свободный напор вытяжного вентагрегата, аналогично испарительной СКВ, за вычетом потерь давления в дополнительных воздуховодах.

Анализ полученных результатов (см. табл.)позволяет сделать следующие выводы. Предложенные системы кондиционирования испарительного типа с двухступенчатой обработкой воздуха в сравнении с системами, традиционными для принятых к рассмотрению климатических условий, обеспечивают:

· в теплый период года – снижение потребляемой электрической мощности электроприводов СКВ от 36,4% (Киев) до 70,8% (Ашгабад);

· в холодный период года – снижение потребления теплоты (тепловой энергии) за счет утилизации тепла вытяжного воздуха примерно на 35-40%. При этом при расчетных условиях холодного периода года в испарительных СКВ имеет место увеличение потребляемой мощности вентагрегатов примерно на 20%.

Следует отметить, что в СКВ традиционного типа также можно обеспечить утилизацию теплоты вытяжного воздуха. Однако такое решение потребует дополнительной установки аппаратов теплоутилизации, что приведет к увеличению аэродинамического сопротивления по потокам приточного и вытяжного воздуха и, следовательно, к увеличению установленной и потребляемой мощности вентагрегатов, сопоставимой с СКВ испарительного типа.

Энергетические показатели вариантов 1 и 2

Таблица 1

Наименование показателей

Города

Алматы

Атырау

Ашгабад

Бишкек

Киев

Москва

Ташкент









1. Расчетная температура наружного воздуха, С (лето/зима).

31,2 / –25,0

36,2 / –24,0

39,0 / –11,0

34,4 / –23,0

28,7 / –21,0

28,5 / –26,6

35,7 / –15,0

2. Расчетная энтальпия наружного воздуха, кДж/кг (лето/зима)

54,4 / –24,3

63,6 / –23,0

62,8 / –8,0

57,8 / –22,2

56,1 / –19,7

54,0 / –25,5

62,8 / –13,4

3. Расход обрабатываемого воздуха летом, тас. м3

44 / 30

85 / 30

60 / 30

48 / 30

57 / 30

50 / 30

70 / 30

4. Расход машинного холода, кВт

–/ 123,4

–/ 174,0

–/ 202,3

–/ 155,8

–/ 98,1

–/ 96,1

–/ 168,9

5. Расход тепла (при 50% рециркуляции), кВт

141 / 228

138 / 223

97 / 157

134 / 218

12 / 208

143 / 233

109 / 177

6. Суммарное аэродинамическое сопротивление в летний период, Па, в т. ч.

2430 / 960

2646 / 1010

2513 / 1020

2541 / 989

2551 / 926

2599 / 932

2608 / 990

– по потоку приточного воздуха

933 / 700

964 / 750

946 / 760

938 / 729

929 / 666

958 / 672

905 / 730

– по потоку вспомогательного воздуха

908 / –

1052 / –

988 /

1005 / –

1050 / –

1027 / –

1103 / –

– по потоку вытяжного воздуха

589 / 260

630 / 260

579 / 260

608 / 260

572 / 260

614 / 260

600 / 260

7. Суммарное аэродинамическое сопротивление в холодный период, Па в т. ч.

1270 / 960

1189 / 1010

1250 / 1020

1275 / 989

1219 / 926

1281 / 932

1166 / 990

– по потоку приточного воздуха

800 / 700

735 / 750

774 / 760

776 / 729

763 / 666

782 / 672

720 / 730

– по потоку вытяжного воздуха

470 / 260

454 / 260

476 / 260

489 / 260

456 / 260

499 / 260

446 / 260

8. Общий расход электроэнергии для расчетных условий








– летнего периода, кВт

26,8 / 71,0

49,0 / 107,0

34,8 / 119,2

29,6 / 93,1

33,9 / 53,3

31,1 / 52,7

31,4 / 104,0

– холодного периода, кВт

17,2 / 13,0

16,3 / 13,7

17,0 / 13,8

17,1 / 13,5

16,7 / 12,5

17,4 / 12,6

16,4 / 13,4

в том числе








8.1. на производство и доставку машинного холода

– / 58,0

– / 93,3

– / 105,4

– / 79,6

– / 40,8

– / 40,1

– / 90,6

8.2. на циркуляцию воды в камерах орошения

0,16 / –

0,26 / –

0,21 / –

0,21 / –

0,21 / –

0,21 / –

0,21 / –

8.3. на циркуляцию воздуха:








– летнего периода

26,6 / 13,0

48,7 / 13,7

34,6 / 13,8

29,4 / 13,5

33,7 / 12,5

30,9 / 12,6

41,2 / 13,4

– холодного периода

17,2 / 13,0

16,3 / 13,7

17,0 / 13,8

17,1 / 13,5

16,7 / 12,5

17,4 / 12,6

16,4 / 13,4

Литература

1. Авт. свид. 297310 СССР. MKHF24S/00. Установка для кондиционирования воздуха. Зусманович Л.М. Бюл. №47/1973.

2. Авт. свид. 1520307. МКИ F24F3/147. Установка для кондиционирования воздуха. Тесленко А.С. Бюл. №41/1989.