Охлаждение воздуха водой расчет

Расчет системы охлаждения.

Вычисления по диаграмме Молье

Диаграмма Молье в графическом виде отражает все переменные величины, участвующие в расчете системы охлаждения.

Температура воздуха на выходе = T cyx. терм- к. п.д. * (T сух. терм. — T влажн. терм)/100

Приведенный ниже пример будет очень полезен для понимания того, какую информацию может предоставить диаграмма Молье.

Предположим, что мы измеряем температуру по сухому и влажному термометрам при помощи психрометра:

Исходя из этих значений, мы можем определить на диаграмме Молье точку А и получить следующие данные:

• Относительная влажность φ = 30%
• Абсолютная влажность x = 0,011 кг пара на 1 кг воздуха
• Энтальпия паровоздушной смеси = 65,26 кдж/кг

Теперь предположим, что к.п. д. охлаждения испарительного охладителя составляет 82%.

T_D1 = температура по сухому термометру на входе
T_W = температура по влажному термометру на выходе
T_D2 = температура по сухому термометру на выходе

Вычисление температуры воздуха на выходе

Из соотношения (1) мы можем вычислить температуру воздуха на выходе испарительного охладителя ESAC, как:

В результате получаем 24.7 °C.

Поскольку процесс является изоэнтальпическим, то на диаграмме Молье мы можем определить точку B. Точка B представляет состояние воздуха на выходе охладителя. Соответственно, получаем следующие параметры воздуха на выходе охладителя:

• Относительная влажность φ = 82,5 %
• Абсолютная влажность x = 0,016 кг пара на 1 кг воздуха
• Энтальпия паровоздушной смеси = 65,26 кдж/кг

Таблица температуры воздуха на выходе испарительного охладителя ESAC

Температура
наружного
воздуха

Разность между значениями относительной влажности воздуха на выходе и на входе охладителя позволяет вычислить количество воды, израсходованной на охлаждение 1 кг воздуха. Исходя из плотности воздуха ρ = 1,2 кг/м³, производим вычисления:

Q = ρ * (x₂ — x₁)* 1000 = 1.2*(0.01624-0.01133) * 1000

где Q это количество воды, израсходованной на охлаждение 1000 м³ воздуха, а x₁ и x₂ — значения абсолютной влажности на входе и выходе охладителя. Следовательно, расход воды составляет 5.89 кг/ч (л/ч) на 1000 м³/ч охлаждаемого воздуха при данных параметрах воздуха на входе и выходе охладителя.

Таблица расхода воды охладителем ESAC на 1000 м³воздуха

ОТНОСИТЕЛЬНАЯ ВЛАЖНОСТЬ НАРУЖНОГО ВОЗДУХА

Температура наружного воздуха

Расчет теплопередачи между воздухом и водой

Поскольку процесс протекает при постоянной энтальпии, общее энергосодержание паровоздушной смеси не изменяется: как видно из диаграммы Молье, энтальпия точек A и B одинаковая, но часть энергосодержания воздуха передается воде.
Если бы содержание пара в воздухе на выходе испарителя было таким же, как на входе, состояние воздуха на выходе было бы представлено на диаграмме Молье точкой С. Разность энтальпий точек B и C равно количеству тепла, отнятого у сухого воздуха для испарения воды. В нашем случае разность составляет 65,26-53,62=11,64 кдж/кг воздуха.

Расчет холодопроизводительности испарительного охладителя

При помощи диаграммы Молье мы вычислили количество тепла, поглощенного в расчете на 1 кг охлажденного воздуха. Исходя из производительности испарительного охладителя по воздуху, мы можем оценить величину тепловой энергии, отнятой у воздуха в помещении, то есть холодопроизводительность испарительного охладителя.

Пример. Производительность испарительного охладителя FCX 22 T или FCX 22 B по воздуху составляет 22 000 м³/ч. По диаграмме Молье определяем величину энтальпии, отобранной у воздуха — 11.64 кдж/кг. Чтобы вычислить тепловую энергию, отобранную из 1 м³ воздуха, умножим эту величину на удельную плотность воздуха

11.64 кдж/кг х 1.2 кг/м3 = 13.97 кдж/м³

Теперь мы можем оценить холодопроизводительность FCX 22:

P = 13.97 кдж/м³х 22000 м³/ч /3600

Это значение соответствует состоянию воздуха при заданных значениях температуры, влажности и давления воздуха. При изменении условий наружного воздуха изменяется и холодопро изводительность.

Холодопроизводительность может быть выражена также как:

P = ρ *V *c_p*(Tin — Tout), где

ρ : удельная плотность воздуха (кг/м³)
V: расход воздуха (м³/ч)
c_p : удельная теплоемкость воздуха (ккал/кг/°С)
Tin : температура воздуха на входе (°C)
Tout : температура воздуха на выходе (°C)

P=1.2 * 22000/ 3600* (36-24.7)

Эти два подхода показывают схожие , в пределах ошибок, результаты расчетов.

Источник

Расчет мощности водяного калорифера приточной вентиляции онлайн

Расчет мощности калорифера вентиляции

Расход приточного воздуха:

Температура наружного воздуха (см. СНиП):

Температура воздуха после калорифера:

Мощность калорифера = кВт *

• * Расчет расхода тепла калорифером или его мощность в кВт осуществляется онлайн калькулятором по формуле:
• Q = L * p * c * (tн — tп)
• где:
• L — расход воздуха — производительность приточной, либо приточно-вытяжной вентиляционной установки, м 3 /ч
• p — плотность в-ха — для расчетов принимается плотность при температуре +15С на уровне моря = 1,23 кг/м 3
• c — удельная теплоемкость в-ха, 1 кДж/(кг∙°С)
• tн — температура наружного в-ха — т-ра наиболее холодной пятидневки обеспеченностью 0,92. Берется из СП 131.13330.2018 Строительная климатология, Таблица 3.1, графа 5.
• tп — т-ра приточного в-ха после нагревателя системы вентиляции.

Температура воздуха после калорифера

Расход приточного воздуха:

Температура наружного воздуха (см. СНиП):

Температура после нагревателя = °С *

• * Если требуется рассчитать онлайн, до скольки градусов калорифер нагреет воздух в системе вентиляции, то калькулятор делает это так:
• tп = Q / (L * p * c) + tн

Расход воды (теплоносителя)

Мощность калорифера (ранее вы расчитали = кВт:)

Температура воды на входе:

Температура воды на выходе:

Расход воды = кг/ч = м 3 /ч *

• * Онлайн расчет расхода теплоносителя (воды) делается калькулятором по формуле:
• G = 3600 * Q / (Св * (Tвх — Tвых))
• где:
• Св — удельная массовая теплоемкость воды, 4,19 кДж/(кг∙°С)
• Tвх — т-ра греющей воды на входе, °С
• Tвых — т-ра обратной воды на входе, °С

Скорость воздуха в сечении водяного калорифера

Скорость воздуха = м/с *

• * Значение скорости в-ха в прямоугольном сечении водяного нагревателя и других элементов вентиляции рекомендиется расчитывать в диапазоне 2,5-3,0 м/с . Если она будет выше, то это приведет к увеличнию аэродинамического сопротивления и снижению эффективности работы калорифера.
• Формула для онлайн расчета скорости на калькуляторе выглядит так:
• V = L *1000 / (3,6 * Ш * В)
• где:
• L — расход в-ха приточной установки, м 3 /ч
• Ш — ширина сечения кал-ра, мм
• В — высота сечения кал-ра, мм

Диаметр труб для подключения калорифера

Расход воды (ранее вы расчитали = кг/ч):

Скорость воды в трубе = м/с *

• * Диаметр труб, соединяющих водяной калорифер с источником тепла (котлом или центральным теплоснабжением) подбирается по скорости теплоносителя. Согласно рекомендации СНиП 2.04.05-91 (Отопление, вентиляция и кондиционирование), эта скорость, должна быть в диапазоне от 0,25 до 1,5 м/с . Если она больше, то в трубах может возникать шум, а если меньше — воздушные пробки.
• Формула для расчета скорости воды в м 3 /с на онлайн калькуляторе:
• где:
• v = G * 4 / (3,6 * 3,14 * d^2)
• G — расход теплоносителя, м 3 /ч
• d — диаметр трубы, мм

Наша компания производит широкий спектр оборудования для вентиляции и кондиционирования.

Служба логистики опертивно доставит оборудование до вашего объекта, склада или до терминала транспортной компании.

Cпециалисы монтажного отдела сделают монтаж и пуско-наладку системы вентиляции и кондиционирования «под ключ»

Cпециалисы сервисного отдела осуществляют плановое обслуживание оборудования, а также его гарантийный и постгарантийный ремонт

Обратившись к нам, Вы будете закреплены за одним менеджером, который будет сопровождать Вас на всех этапах работы.

В этом месяце на ряд продукции проходит сезонная акция. Цены снижены. Товары в наличии на складе.

Источник

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 t_в.

Исходные данные

Помещение расположено на первом этаже здания, имеет две наружные стены, ориентированные на юг и север. Место расположения – Новосибирск. Расчетная температура наружного воздуха t_н р = +26,4 °C. Амплитуда колебания наружного воздуха от максимальной t_н max до минимальной температуры t_н min A_tн = 11,4 °C. Объем помещения 10800 м 3 , внутренние поступления теплоты в рабочее время Q_в = 32,4 кВт, кратность воздухообмена, определенная из условия соблюдения санитарных стандартов, n = 4, t_в = +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 Q_max 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 t_в 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 Q_x min , Q_x р – минимальная и расчетная (максимальная) мощность системы охлаждения.

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

В табл. 1 приводятся сопоставления ряда расчетных показателей. В ней приняты следующие обозначения: Q_в – внутренние теплопоступления; Q_max с.р – максимальные часовые поступления солнечной радиации; Q_x р.п – максимальный расход холода на охлаждение помещения, определенный данным расчетом; ∆Q_x п – амплитуда колебания расхода холода на охлаждение помещения от среднесуточного расхода Q_x ср.п ; Q_xi – расход холода для одно-, двухсменной работы, Q_x3 – для трехсменной работы.

Данные табл. 1 позволяют сделать следующие выводы:

1. Определение мощности системы охлаждения по максимальным теплопоступлениям (Q_в + Q_max 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 ∆Q_x 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 t_н 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 СНиП 41-01–2003. Отопление, вентиляция и кондиционирование. Введен в действие 01.01.2004 / Госстрой России. М. : Госстрой России, 2004. Табунщиков Ю.А., Миллер Ю.В. Оценка годового расхода энергии на отопление и охлаждение зданий // АВОК.– 2013.– № 3. Табунщиков Ю.А., Бродач М.М. Математическое моделирование и оптимизация тепловой эффективности зданий. М. : АВОК-ПРЕСС, 2002. Костин В.И., Русских Е.Ю. Проблемы расчета холода на системы кондиционирования промышленных зданий // Известия вузов. Строительство.– 2012.– № 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 Читайте также:  Самая лучшая парфюмерная вода женская Оцените статью Добавить комментарий Отменить ответ Имя * Email * Комментарий Сохранить моё имя, email и адрес сайта в этом браузере для последующих моих комментариев. Вам также может понравиться Как экономить воду и энергию? Откройте для себя 13 эффективных способов сэкономить дома Цены на продукты питания, энергию, топливо, а также Дождевая вода в саду и на балконе – как ею пользоваться? В России мы можем собирать дождевую воду наиболее эффективно Ящерица бежит по воде мем Ящерица Христа В тропических лесах Америки встречается Ячневая крупа пропорции при варке с водой Крупа ячневая: как варить вкусную кашу – хитрости Правообладателям Политика конфиденциальности Контакты 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