Вестник УКЦ АПИК: Расчет косвенно-испарительной системы охлаждения

В современной климатической технике большое внимание уделяется энергоэффективности оборудования. Этим объясняется возросший в последнее время интерес к водоиспарительным системам охлаждения на основе косвенно-испарительных теплообменных аппаратов (косвенно-испарительные системы охлаждения). Водоиспарительные системы охлаждения могут оказаться эффективным решением для многих регионов нашей страны, климат которых отличается относительно низкой влажностью воздуха. Вода как хладагент уникальна — она обладает большой теплоемкостью и скрытой теплотой парообразования, безвредна и доступна. Кроме того, вода хорошо изучена, что позволяет достаточно точно предсказывать ее поведение в различных технических системах.

Особенности систем охлаждения с косвенно-испарительными теплообменниками

Сравнение адиабатного и косвенно-испарительного охлаждения воздуха
Рис. 1 Сравнение адиабатного и косвенно-испарительного охлаждения воздуха
Главной особенностью и преимуществом косвенно-испарительных систем является возможность охлаждения воздуха до температуры ниже температуры мокрого термометра. Так, технология обычного испарительного охлаждения (в увлажнителях адиабатного типа), когда в поток воздуха впрыскивается вода, не только понижает температуру воздуха, но и увеличивает его влагосодержание. При этом линия процесса на I d-диаграмме влажного воздуха идет по адиабате, а минимально возможная температура соответствует точке «2» (рис. 1).

В косвенно-испарительных же системах воздух может быть охлажден до точки «3» (рис. 1). Процесс на диаграмме в данном случае идет вертикально вниз по линии постоянного влагосодержания. В результате получаемая температура оказывается ниже, а влагосодержание воздуха не растет (остается постоянным).

Кроме того, водоиспарительные системы обладают следующими положительными качествами:

  • Возможность совместного получения охлажденного воздуха и холодной воды.
  • Малое энергопотребление. Основными потребителями электроэнергии являются вентиляторы и водяные насосы.
  • Высокая надежность, обусловленная отсутствием сложных машин и использованием неагрессивного рабочего тела — воды.
  • Экологическая чистота: низкий уровень шума и вибраций, неагрессивное рабочее тело, малая экологическая вредность промышленного производства системы в силу малой трудоемкости изготовления.
  • Простота конструктивного исполнения и относительно низкая стоимость, связанные с отсутствием жестких требований к герметичности системы и ее отдельных узлов, отсутствием сложных и дорогих машин (холодильных компрессоров), малыми избыточными давлениями в цикле, низкой металлоемкостью и возможностью широкого использования пластмасс.

Системы охлаждения, использующие эффект поглощения теплоты при испарении воды, известны очень давно. Однако на данный момент водоиспарительные системы охлаждения распространены недостаточно широко. Практически вся ниша промышленных и бытовых систем охлаждения в области умеренных температур заполнена хладоновыми парокомпрессионными системами.

Такая ситуация, очевидно, связана с проблемами эксплуатации водоиспарительных систем при отрицательных температурах и их непригодностью к эксплуатации при высокой относительной влажности наружного воздуха. Сказалось и то, что основные аппараты подобных систем (градирни, теплообменники), использовавшиеся ранее, обладали большими габаритами, массой и другими недостатками, связанными с работой в условиях высокой влажности. Кроме того, им требовалась система водоподготовки.

Однако сегодня благодаря техническому прогрессу получили распространение высокоэффективные и компактные градирни, способные охладить воду до температур, всего на 0,8 … 1,0° С отличающихся от температуры входящего в градирню воздушного потока по мокрому термометру.

Здесь особым образом следует отметить градирни компаний Muntes и SRH-Lauer. Такой малый температурный напор удалось обеспечить главным образом за счет оригинальной конструкции насадки градирни, обладающей уникальными свойствами — хорошей смачиваемостью, технологичностью, компактностью.

Описание системы косвенно-испарительного охлаждения

Схема косвенно-испарительной  системы охлаждения без водяного контураСхема косвенно-испарительной  системы охлаждения с водяным контуром
Рис. 2. Схема косвенно-испарительной системы охлаждения без водяного контураРис. 3. Схема косвенно-испарительной системы охлаждения с водяным контуром
В системе косвенно-испарительного охлаждения атмосферный воздух из окружающей среды с параметрами, соответствующими точке «0» (рис. 4), нагнетается вентилятором в систему и охлаждается при постоянном влагосодержании в косвенно-испарительном теплообменнике.

После теплообменника основной поток воздуха разделяется на два: вспомогательный и рабочий, направляемый к потребителю.

Вспомогательный поток одновременно играет роль и охладителя, и охлаждаемого потока — после теплообменника он направляется обратно, навстречу основному потоку (рис. 2).

При этом в каналы вспомогательного потока подается вода. Смысл подачи воды заключается в «замедлении» роста температуры воздуха за счет параллельного его увлажнения: как известно, одного и того же изменения тепловой энергии можно достичь как изменением только температуры, так и изменением температуры и влажности одновременно. Поэтому при увлажнении вспомогательного потока тот же обмен теплом достигается меньшим изменением температуры.

В косвенно-испарительных теплообменниках другого вида (рис. 3) вспомогательный поток направляется не в теплообменник, а в градирню, где охлаждает воду, циркулирующую через косвенно-испарительный теплообменник: вода нагревается в нем за счет основного потока и остывает в градирне за счет вспомогательного. Перемещение воды по контуру осуществляется с помощью циркуляционного насоса.

Расчет косвенно-испарительного теплообменника

I-d- диаграмма для расчета косвенно-испарительной системы
Рис. 4. I-d- диаграмма для расчета косвенно-испарительной системы
Для того чтобы рассчитать цикл косвенно-испарительной системы охлаждения с циркулирующей водой, необходимы следующие исходные данные:

  • φос — относительная влажность воздуха окружающей среды, %;
  • tос — температура воздуха окружающей среды, ° С;
  • ∆tх — разность температур на холодном конце теплообменника, ° С;
  • ∆tm — разность температур на теплом конце теплообменника, ° С;
  • ∆twгр — разность между температурой воды, выходящей из градирни, и температурой подаваемого в нее воздуха по мокрому термометру, ° С;
  • ∆tmin — минимальная разность температур (температурный напор) между потоками в градирне (∆tmin <∆twгр), ° С;
  • Gр — требуемый потребителем массовый расход воздуха, кг/с;
  • ηв — КПД вентилятора;
  • ∆Pв — потеря давления в аппаратах и магистралях системы (требуемый напор вентилятора), Па.

Методика расчета основана на следующих допущениях:

  • Процессы тепло-массообмена приняты равновесными,
  • На всех участках системы отсутствуют внешние теплопритоки,
  • Давление воздуха в системе равно атмосферному (локальные изменения давления воздуха вследствие его нагнетания вентилятором или прохождения через аэродинамические сопротивления пренебрежимо малы, что позволяет использовать I d диаграмму влажного воздуха для атмосферного давления на всем протяжении расчета системы).

Порядок инженерного расчета рассматриваемой системы заключается в следующем (рисунок 4):

1. По I d диаграмме или с помощью программы расчета влажного воздуха определяются дополнительные параметры окружающего воздуха (точка «0» на рис. 4): удельная энтальпия воздуха i0, Дж/кг и влагосодержание d0, кг/кг.
2. Приращение удельной энтальпии воздуха в вентиляторе (Дж/кг) зависит от типа вентилятора. Если электродвигатель вентилятора не обдувается (не охлаждается) основным потоком воздуха, тогда:

Приращение удельной энтальпии воздуха в вентиляторе

Если в схеме используется вентилятор канального типа (когда электродвигатель охлаждается основным потоком воздуха), то:

Приращение удельной энтальпии воздуха в вентиляторе

где:
ηдв — КПД электродвигателя;
ρ0 — плотность воздуха на входе в вентилятор, кг/м3

Приращение удельной энтальпии воздуха в вентиляторе

где:
B0 — барометрическое давление окружающей среды, Па;
Rв — газовая постоянная воздуха, равная 287 Дж/(кг•К).

3. Удельная энтальпия воздуха после вентилятора (точка «1»), Дж/кг.

i1= i0+∆iв ;               (3)

Поскольку процесс «0–1» происходит при постоянном влагосодержании (d1=d0=const), то по известным φ0, t0, i0, i1 определяем температуру воздуха t1 после вентилятора (точка «1»).

4. Точка росы окружающего воздуха tрос, °С, определяется по известным φ0, t0.

5. Психрометрическая разность температур воздуха основного потока на выходе из теплообменника (точка «2») ∆t2–4, °С

∆t2–4=∆tx+∆twгр ;               (4)

где:
∆tх назначается, исходя из конкретных условий работы в диапазоне ~ (0,5…5,0), °С. При этом следует иметь в виду, что малые значения ∆tх повлекут за собой относительно большие размеры теплообменного аппарата. Для обеспечения малых значений ∆tх необходимо использовать высокоэффективные теплопередающие поверхности;

∆twгр выбирается в диапазоне (0,8…3,0), °С; меньшие значения ∆twгр следует принимать в случае необходимости получения минимально возможной температуры холодной воды в градирне.

6. Принимаем, что процесс увлажнения вспомогательного воздушного потока в градирне от состояния «2–4», с достаточной точностью для инженерных расчетов, идет по линии i2=i4=const.

В этом случае, зная величину ∆t2–4, определяем температуры t2 и t4, точек «2» и «4» соответственно, °С. Для этого найдем такую линию i=const, чтобы между точкой «2» и точкой «4» разность температур составляла найденную ∆t2–4. Точка «2» при этом находится на пересечении линий i2=i4=const и постоянного влагосодержания d2=d1=dОС. Точка «4» находится на пересечении линии i2=i4=const и кривой φ4 = 100 % относительной влажности.

Таким образом, используя приведенные диаграммы, определяем оставшиеся параметры в точках «2» и «4».

7. Определяем t1w — температуру воды на выходе из градирни, в точке «1w», °С. В расчетах можно пренебречь нагревом воды в насосе, следовательно, на входе в теплообменник (точка «1w’») вода будет иметь ту же температуру t1w

t1w=t4+.∆twгр ;               (5)

8. t2w — температура воды после теплообменника на входе в градирню (точка «2w»), °С

t2w=t1-.∆tm ;               (6)

9. Температура воздуха, выбрасываемого из градирни в окружающую среду (точка «5») t5 определяется графоаналитическим методом с использованием i d диаграммы (c большим удобством может быть использована совокупность Q t и i t-диаграмм, однако они менее распространены, поэтому в данном расчете использована i d диаграмма). Указанный метод заключается в следующем (рис. 5):

Графоаналитический метод определения параметров воздуха, выбрасываемого из градирни в косвенно-испарительной системе охлаждения воздуха, с использованием I-d-диаграммы
Рис. 5. Графоаналитический метод определения параметров воздуха, выбрасываемого из градирни в косвенно-испарительной системе охлаждения воздуха, с использованием I-d-диаграммы

  • точка «1w», характеризующая состояние воды на входе в косвенно-испарительный теплообменник, cо значением удельной энтальпии точки «4» помещается на изотерму t1w, отстоящую от изотермы t4 на расстоянии ∆twгр.
  • От точки «1w» вдоль изоэнтальпы откладываем отрезок «1w — p» так, чтобы tp = t1w — ∆tmin.
  • Зная, что процесс нагрева воздуха в градирне происходит по φ=const=100 %, строим из точки «p» касательную к φпр=1 и получаем точку касания «k».
  • От точки касания «k» по изоэнтальпе (адиабате, i=const) откладываем отрезок «k — n» так, чтобы tn = tk + ∆tmin. Таким образом, обеспечивается (назначается) минимальная разность температур между охлаждаемой водой и воздухом вспомогательного потока в градирне. Эта разность температур гарантирует работоспособность градирни в расчетном режиме.
  • Проводим из точки «1w» через точку «n» прямую до пересечения с прямой t=const= t2w. Получаем точку «2w».
  • Из точки «2w» проводим прямую i=const до пересечения с φпр=const=100%. Получаем точку «5», характеризующую состояние воздуха на выходе из градирни.
  • По диаграмме определяем искомую температуру t5 и остальные параметры точки «5».

10. Составляем систему уравнений для нахождения неизвестных массовых расходов воздуха и воды. Тепловая нагрузка градирни по вспомогательному воздушному потоку, Вт:

Qгр=Gв( i5 — i2) ;                    (7)

Тепловая нагрузка градирни по водяному потоку:

Qwгр=Gow Cpw ( t2w — t1w) ;                    (8)

где:
Сpw — удельная теплоемкость воды, Дж/(кг•К).

Тепловая нагрузка теплообменника по основному воздушному потоку, Вт:

Qmo=Go( i1 — i2) ;                    (9)

Тепловая нагрузка теплообменника по водяному потоку, Вт:

Qwmo=Gow Cpw ( t2w — t1w) ;                    (10)

Материальный баланс по воздушным потокам:

Go=Gв+Gp ;                   (11)

Тепловой баланс по градирне:

Qгр=Qwгр ;                   (12)

Тепловой баланс теплообменника в целом (количество переданной теплоты каждым из потоков одинаково):

Qwmo=Qmo ;                   (13)

Совместный тепловой баланс градирни и теплообменника по воде:

Qwгр=Qwmo ;                   (14)

11. Решая совместно уравнения с (7) по (14), получим следующие зависимости:
массовый расход воздуха по вспомогательному потоку, кг/с:

массовый расход воздуха по вспомогательному потоку

массовый расход воздуха по основному воздушному потоку, кг/с:

Go=Gp ;                   (16)

Массовый расход воды через градирню по основному потоку, кг/с:

Массовый расход воды через градирню по основному потоку

12. Количество воды, необходимое для подпитки водяного контура градирни, кг/с:

Gwn=(d5-d2)Gв ;                   (18)

13. Потребляемая мощность в цикле определяется мощностью, затрачиваемой на привод вентилятора, Вт:

Nв=Go∆iв ;                   (19)

Таким образом, найдены все параметры, необходимые для конструктивных расчетов элементов системы косвенно-испарительного охлаждения воздуха.

Отметим, что подаваемый потребителю рабочий поток охлажденного воздуха (точка «2») может быть дополнительно охлажден, например, адиабатным увлажнением либо любым другим способом. В качестве примера на рис. 4 обозначена точка «3*», соответствующая адиабатному увлажнению. В этом случае точки «3*» и «4» совпадают (рис. 4).

Практические аспекты косвенно-испарительных систем охлаждения

Сравнение возможностей по охлаждению воздуха методом адиабатного увлажнения и в косвенно-испарительном цикле
Рис. 6. Сравнение возможностей по охлаждению воздуха методом адиабатного увлажнения и в косвенно-испарительном цикле
Исходя из практики расчетов косвенно-испарительных систем охлаждения, следует заметить, что, как правило, расход вспомогательного потока составляет 30–70% от основного и зависит от потенциальной способности к охлаждению подаваемого в систему воздуха.

Если сравнить охлаждение адиабатным и косвенно-испарительным методами, то из I d-диаграммы видно, что в первом случае воздух с температурой 28 °С и относительной влажностью 45% может быть охлажден до 19,5°С, в то время как во втором случае — до 15°С (рис. 6).

«Псевдокосвенное» испарение

Как уже говорилось выше, косвенно-испарительная система охлаждения позволяет добиться более низкой температуры, чем традиционная система адиабатного увлажнения воздуха. Немаловажно также подчеркнуть, что влагосодержание искомого воздуха не изменяется. Подобных преимуществ по сравнению с адиабатным увлажнением удается достигнуть за счет внедрения вспомогательного потока воздуха.

Практических применений системы косвенно-испарительного охлаждения на данный момент мало. Однако появились аппараты сходного, но несколько другого принципа действия: воздухо-воздушных теплообменных аппаратов с адиабатным увлажнением наружного воздуха (системы «псевдокосвенного» испарения, где вторым потоком в теплообменнике служит не некоторая увлажненная часть основного потока, а другой, абсолютно независимый контур).

Подобные устройства находят применение в системах с большим объемом рециркуляционного воздуха, нуждающегося в охлаждении: в системах кондиционирования воздуха поездов, зрительных залов различного назначения, центрах обработки данных и на других объектах.

Цель их внедрения — максимально возможное снижение длительности работы энергоемкого компрессорного холодильного оборудования. Вместо этого при наружных температурах вплоть до 25°С (а иногда и выше), используется воздухо-воздушный теплообменник, в котором рециркуляционный воздух помещения охлаждается наружным воздухом.

Для большей эффективности работы аппарата наружный воздух предварительно увлажняется. В более сложных системах увлажнение производится и в процессе теплообмена (впрыск воды в каналы теплообменника), чем достигается дополнительное повышение его эффективности.

Благодаря использованию таких решений текущее энергопотребление системы кондиционирования снижается на величину до 80%. Общегодовое энергопотребление зависит от климатического района эксплуатации системы, в среднем оно снижается на 30–60%.

Юрий Хомутский, технический редактор журнала «МИР КЛИМАТА»

В статье использована методика МГТУ им. Н. Э. Баумана для расчета косвенно-испарительной системы охлаждения.



наши проекты
  • АПИК
  • Университет климата
  • Выставка «Мир климата»
  • АПИК-тест