Блог энергетика

Использование гибких воздуховодов

2011-10-18T20:16:37Z

Ряд канальных вентиляторов в круглом корпусе, например, серия KD ... ХL3, СК... С имеют достаточно высокое динамическое давление на выходе и, соответственно, высокую скорость потока, что необходимо учитывать при их использовании в вентиляционных системах.

Пример такого вентилятора приведен на рисунке. При производительности, например, 800 м³/час скорость потока на выходе равна 11 м/с, а динамическое давление 73 Па. Аэродинамические потери в воздуховодах, присоединяемых к вентилятору, определяются в долях скоростного напора в них. Поэтому, если диаметр воздуховода равен диаметру присоединительного отверстия вентилятора, эти потери будут достаточно велики.

Аэродинамическая характеристика канального вентилятора в круглом корпусе СК160С

P_v — полное давление вентилятора;

Р_DV — динамическое давление на выходе из вентилятора

Особо надо отметить проблемы применения гибких воздуховодов совместно с канальными вентиляторами. При построении вентиляционных систем, в основном, используют воздуховоды из оцинкованной стали. Однако в некоторых случаях для упрощения монтажа и в условиях ограниченного пространства используют также гибкие воздуховоды из эластичного пластика с проволочным каркасом. Обычно это воздуховоды небольшого диаметра (от 100 мм до 315 мм). Аэродинамические потери в гибких воздуховодах значительно превышают потери в воздуховодах с гладкими стенками, и это надо учитывать при расчете систем. В технической информации на такие воздуховоды приводят графики, позволяющие определить потери давления на 1 м длины растянутого воздуховода при заданных средней скорости течения, температуре воздуха и номинальном диаметре воздуховода. Однако надо помнить, что в реальных ситуациях воздуховод не бывает растянутым, он — гофрированный, особенно если им выполнен поворот воздуховода. Это значит, что реальные потери давления в нем должны быть больше. Попробуем оценить, на сколько. Для этого обратимся к справочной литературе по гидравлическим сопротивлениям. При средних скоростях в таких каналах 3-5 м/с характерные числа Рейнольдса составляют (0,3...1)*10⁵. В таких условиях коэффициент сопротивления λ трубы, при относительной шероховатости стенки около 0,033, почти в четыре раза превышает коэффициент сопротивления такой же трубы с гладкими стенками. Примерно такие же оценки получаются при рассмотрении не сильно гофрированной трубы. Таким образом, если для гладкой трубы в рассматриваемых условиях можно приблизительно считать λ=0,02 , то для средне гофрированной трубы λ может достигать значений 0,08...0,1 (и более) и, соответственно, потери давления на 1 м длины трубы и в поворотном колене должны быть больше, чем для растянутой (гладкой) трубы. Это приводит к необходимости повышать давление вентилятора, повышаются также потребляемая мощность и шум, снижается общая эффективность вентиляционной системы. Вообще, если предполагается использование гибких воздуховодов, то для снижения потерь давления среднерасходную скорость в воздуховоде следует принимать не более 4...5 м/с.

Сеть на входе и выходе вентилятора

2011-10-13T19:51:36Z

Рассмотренные выше вентиляторы имеют следующие средние скорости в выходном сечении на режиме максимума КПД: ВР-86-77-5 — около 15 м/с, BP 300-45-3,15 — около 21 м/с. Такие большие скорости потока недопустимы в воздуховодах из-за больших потерь и высоких уровней аэродинамического шума.

Поэтому для уменьшения скорости потока необходимо расширять проходное сечение воздуховода после вентилятора, и, следовательно, в этом случае применимы приведенные в предыдущем пункте данные по диффузорам. Однако, в отличие от рассмотренного выше случая, здесь частично используется скоростной напор потока на выходе диффузора.

Эти проблемы очень существенны, например, при рассмотрении реальных свободных давлений типовых приточных установок, в которых радиальный вентилятор в спиральном корпусе стоит последним и установка заканчивается выходной присоединительной рамкой спирального корпуса. Для таких установок дается полное давление вентилятора, но при отсутствии хорошего диффузора после установки можно, как рассмотрено выше, потерять значительную долю динамического давления, что приведет к завышенным оценкам свободного давления приточной установки. Так, чтобы уменьшить габариты приточных установок, применяют вентиляторы №2,5 с загнутыми назад лопатками (аналоги ВР-86-77) и с частотой вращения рабочего колеса около 3500 об/мин. Это приводит к очень большой скорости в выходном сечении вентилятора, для снижения которой необходимо установить диффузор. В каждом таком случае надо внимательно оценивать доли статического и динамического давлений на выходе вентилятора.

Еще один интересный случай связан с применением канальных вентиляторов, в которых используются лежащие на боку радиальные колеса с загнутыми вперед лопатками, аналоги вентилятора Ц14-46, и двигатель с внешним ротором (т.е. внутри ящика находится сильно зажатый с боков спиральный корпус). Такие колеса очень чувствительны к условиям входа потока, поэтому, если не предпринимать специальных мер во входном устройстве, можно сильно ухудшить аэродинамическую характеристику вентилятора. Кроме того, значительная часть электродвигателя оказывается внутри рабочего колеса, что существенно ограничивает расход вентилятора. Выходное сечение вписанного в ящик спирального корпуса занимает по площади около четверти от всей площади присоединительного отверстия вентилятора, то есть, если к выходу такого вентилятора присоединить воздуховод соответствующего сечения, то активным и высокоскоростным потоком будет занята лишь небольшая часть поперечного сечения. Это приводит к существенным потерям полного давления, поэтому такие канальные вентиляторы имеют малые значения КПД.

Спектральный состав шума вентиляторов

2011-10-11T20:37:54Z

Рассмотрим некоторые особенности шумовых характеристик осевых, радиальных и диаметральных вентиляторов. Осевые вентиляторы содержат, как правило, осевое рабочее колесо в цилиндрическом корпусе.

Колесо может крепиться непосредственно на валу электродвигателя, либо на подшипниковом узле, в обоих случаях они установлены на стойках внутри цилиндрического корпуса. Если используется подшипниковый узел, то электродвигатель устанавливается снаружи корпуса и вращение на колесо передается через шкиво — ременную передачу. Предположим, что течение в колесе безотрывное. В этом случае спектр шума определяется обтеканием вращающихся лопаток и их взаимодействием с неподвижными стойками крепления электродвигателя и содержит хорошо выраженные дискретные составляющие на лопаточной частоте f_ЛОП = n*Z/60 (здесь n-скорость вращения и Z — число лопаток рабочего колеса) и её гармониках. Поскольку отрывов в колесе нет, то низкие частоты в спектре выражены слабо. Пример спектра осевого вентилятора показан на рисунке. Если вход в вентилятор свободный и входного коллектора нет или он выполнен с малым радиусом, то на цилиндрической поверхности вблизи входа имеет место отрыв потока, что приводит к повышению уровней дискретных составляющих и широкополосного шума. Если на входе в вентилятор близко к рабочему колесу установлена защитная сетка, то это приводит к усилению турбулентности и, соответственно, уровней шума. Если вентилятор работает в канале, то на стенках перед рабочим колесом развивается пограничный слой, меняется профиль скорости в концевых сечениях лопаток, что также приводит к повышению шума вентилятора.

Пример узкополосного спектра шума осевого вентилятора

Если вентилятор работает не на номинальном режиме, например, в области повышенной производительности, то повышаются уровни дискретных составляющих и широкополосного шума. При работе в области пониженной производительности, уровни гармоник лопаточной частоты могут несколько понизиться, но сильно возрастет низкочастотный шум, связанный с отрывным течением на лопатках. Если же колесо недостаточно отбалансировано, то в спектре появляются существенные по уровню низкочастотные дискретные составляющие на частоте вращения рабочего колеса и её гармониках.

Следует отметить также, что существует разница в спектрах шума вентиляторов с листовыми и профильными лопатками рабочих колес (поперечные сечения лопаток имеют форму аэродинамического профиля). На номинальном режиме и вблизи него шум таких вентиляторов мало отличается, однако, при удалении от номинального режима, вентилятор с профильными лопатками имеет существенно меньший шум. Лопатки могут быть металлические или пластмассовые, вентилятор с пластмассовыми лопатками колеса может иметь на 1…2 дБ меньший шум.

Радиальные вентиляторы по типам рабочих колес можно разделить на две группы:

— вентиляторы с колесами, имеющими назад загнутые лопатки,

— вентиляторы, имеющие колеса с вперед загнутыми лопатками

По типам корпусов — это могут быть свободные колеса (например, крышные вентиляторы), канальные вентиляторы в круглом, квадратном и прямоугольном корпусах, вентиляторы в спиральном корпусе с одним или двумя выходами.

По виду привода — это могут быть рабочие колеса непосредственно на валу двигателя или колеса на валу подшипникового узла, соединенного с электродвигателем шкиво — ременной передачей. Аэродинамика рабочего колеса радиального вентилятора сложнее, чем у осевого, трудно поддается расчету. Течение в радиальных колесах имеет развитые следы за лопатками, на большинстве режимов работы содержит отрывы потока, поэтому в спектрах шума радиальных вентиляторов существенный вклад дают низкие частоты. Дискретные составляющие присутствуют обычно в виде пика на лопаточной частоте и одной-двух её гармониках.

Пример узкополосного спектра шума радиального канального вентилятора

(загнутые назад лопатки рабочего колеса)

Течение в рабочих колесах с загнутыми назад лопатками упорядоченное, чем в колесах с загнутыми вперед лопатками. В их спектрах обычно присутствует большее количество гармоник лопаточной частоты, ниже уровни широкополосного шума. При отклонении режима работы радиального вентилятора в сторону увеличения производительности от номинальной, обычно повышаются уровни широкополосного шума при небольшом росте дискретных составляющих. При отклонении режима работы радиального вентилятора в сторону уменьшения производительности от номинальной, обычно повышаются уровни низкочастотного шума, связанного с отрывным течением в колесе и почти пропадают дискретные составляющие. Некачественная балансировка ротора, так же как и в случае осевых вентиляторов, приводит к появлению низкочастотных составляющих шума на частоте вращения ротора и её гармониках.

Диаметральные вентиляторы имеют рабочие колеса с загнутыми вперед лопатками, напоминающие соответствующие колеса радиальных вентиляторов, но совершенно другие корпуса и режимы течения. Практически к ним можно применить рассуждения о шуме радиальных вентиляторов с загнутыми вперед лопатками в спиральном корпусе с некоторым отличием в корпусе диаметрального вентилятора формируются две вихревых аэродинамических структуры, которые определяют характер и особенности течения в нем, а, соответственно, и его шум. Для этих вентиляторов характерно присутствие в спектре шума ярко выраженных дискретных составляющих на лопаточной частоте и её гармониках.

Частотные спектры шума вентиляторов

2011-10-05T17:35:05Z

Поскольку шум вентилятора состоит из случайных и периодических составляющих, то его принято характеризовать частотными спектрами того или иного вида. Частотный спектр показывает уровни звукового давления или мощности для каждой из частотных составляющих, представляющих определенную полосу частот, т.е. частотное распределение уровней шума, а также суммарный уровень по всем полосам.

Наиболее широко применяются октавные частотные полосы. За основную центральную частоту принимается 1000 Гц, центральные частоты остальных полос получаются умножением 1000 Гц на коэффициенты 10^0,3К и 10^-0,3К, где К — целое число. Граничные частоты каждой полосы связаны с её центральной частотой коэффициентами 10^0,15 и 10^-0,15. Для более подробного описания шумов можно пользоваться 1/3-октавными спектрами. В этом случае центральные частоты связаны с 1000 Гц через коэффициенты 10^0,1К и 10^-0,1К, где К — целое число, а граничные частоты получаются из центральных умножением на 10^0,05 и 10^-0,05 . В таблице приведены значения центральных и граничных частот для частотных полос, используемых для анализа шума вентиляторов (жирным шрифтом отмечены октавные полосы).

Октавные и 1/3-октавные частотные полосы, применяемые для вентиляторов

Нижняя

граница, Гц

89,1

112,2

141,3

177,8

223,9

282

354,8

446,7

562,3

707,9

Центральная

граница, Гц

100

125

160

200

250

315

400

500

630

800

Верхняя

граница, Гц

112,2

141,3

177,8

223,9

281,8

355

446,7

562,3

707,9

891,3

Нижняя

граница, Гц

891,3

1122

1413

1778

2239

2818

3548

4467

5623

7079

8913

Центральная

граница, Гц

1000

1250

1600

2000

2500

3150

4000

5000

6300

8000

1000

Верхняя

граница, Гц

1122

1413

1778

2239

2818

3548

4467

5623

7079

8913

11220

Суммарный уровень звукового давления может быть получен из формулы:

Lp = 10lg(E10^Li^|10),

где E — суммирование по всем частотным полосам, для которых были измерены уровни звуковых давлений Li (таким же образом определяется суммарная звуковая мощность).

Из практики акустических измерений известно, что если в каких-либо частотных полосах уровни звукового давления ниже на 10 дБ и более, чем в других, то такие полосы, практически, не дают вклада в суммарный уровень и их можно не учитывать. Поэтому для быстрого определения суммарного уровня звукового давления, в том случае, если есть несколько преобладающих по уровню частотных полос, можно пользоваться упрощенным методом по графику поправок на рисунке.

График поправок для суммирования уровней звукового давления по полосам частот

Пользоваться графиком надо следующим образом. В спектре звуковых частот, например октавном, выбирают полосу с наибольшим уровнем давления (мощности). Затем выбирают следующую полосу частот по убыванию уровня и определяют разность уровней первой и второй полос L— Li. По графину определяется соответствующее значение добавки dL , которую прибавляют к наибольшему уровню (который был в первой полосе), т.е. заменяют L на L+dL. Полученное новое значение уровня L сравнивают со следующей по убыванию уровня полосой частот и по их разности опять определяют поправку dL и прибавляют её к новому значению L. Таким образом, накапливается суммарный уровень. Для быстрой оценки суммарного уровня бывает достаточно сделать всего несколько шагов.

Существующие стандарты по нормированию шума опираются, в основном, на октавные и, реже, 1/3-октавные спектры. Существенно реже в измерениях используются 1/12-октавные спектры. Все эти виды спектров — это спектры с постоянной относительной шириной полосы, т.е. отношение ширины каждой полосы частот к её средней частоте постоянно внутри каждого типа спектра. Чем выше частота в спектре, тем шире частотная полоса. В научных акустических исследованиях тонкой структуры шума, его особенностей, источников используются, в основном узкополосные спектры, получаемые с помощью процедуры быстрого преобразования Фурье (БПФ или FFT). Такие спектры имеют обычно от нескольких сотен до тысяч частотных полос равной ширины и позволяют детально изучать спектральный состав шума вентиляторов. Более детальный двухканальный (двухмикрофонный) узкополосный взаимноспектральный анализ позволяет определять пути распространения шума и выделять вклады разных источников из общего сигнала или на фоне помех, а также решать другие практические задачи акустических измерений.

Регулирование вентиляторов

2011-10-04T17:16:35Z

В ряде случаев в процессе работы необходимо изменять аэродинамические характеристики вентилятора. Регулирование вентиляторов (изменение аэродинамических параметров вентилятора) осуществляется следующими способами:

— лопаточным аппаратом;

— изменением частоты вращения колеса

При регулировании лопаточным аппаратом изменяется безразмерна характеристика, а следовательно, и размерная характеристика вентилятора. При частотном регулировании безразмерная характеристика вентилятора и положение рабочего режима на ней не меняются, поэтому сохраняется и КПД вентилятора при новой частоте вращения. В ряде случаев, это может приводить к неэффективной работе вентилятора в данной сети.

Регулирование лопаточным аппаратом. Регулирование аэродинамических характеристик осевых вентиляторов осуществляется поворотом лопаток (закрылков) входного направляющего аппарата (подкрутка по и против вращения колеса), поворотом лопаток колеса (во время вращения или при остановленном вентиляторе). Регулирование лопаточным аппаратом может приводить как к увеличению (в пределах располагаемой мощности вентилятора), так и к уменьшению давления.

Радиальные вентиляторы регулируются входным направляющим аппаратом только в сторону снижения давления.

Регулирование диаметрального вентилятора осуществляется изменением углов входа потока в вентилятор, внутренним направляющим аппаратом (ВНА) или различного рода вихреобразователями.

Регулирование изменением частоты вращения. Регулирование изменением частоты вращения обычно осуществляется преобразователями напряжения или частотными приводами. В вентиляторах, имеющих шкиво-ременную передачу, регулирование осуществляется подбором шкивов. Регулирование изменением частоты вращения обычно осуществляется в сторону снижения давления вентилятора, так как электродвигатель обычно подбирается на мощность соответствующую максимальным давлению и производительности.

Изменения параметров вентилятора при изменении частоты вращения определяются по следующим формулам:

— производительность Q_i = Q*n_i/n

— давление P_i = P*(n_i/n)²

— мощность N_i = N*(n_i/n)³

индекс i соответствует произвольному режиму по частоте вращения.

Безразмерные параметры вентиляторов

2011-10-03T18:25:51Z

Геометрически подобные вентиляторы описываются безразмерными характеристиками (при автомодельности по числу Re), которая называется типовой. Типовая характеристика не зависит ни от диаметра вентилятора, ни от частоты вращения, ни от плотности воздуха (температуры).

Типовая характеристика — это зависимость безразмерных величин коэффициентов давления Ψ и мощности λ, от коэффициента производительности ϑ или ϑ_А (для осевых вентиляторов)

— коэффициент производительности: ϑ =Q/Fu;

— коэффициент осевой скорости: ϑ_А= ϑ (1—v²)

— коэффициент полного давления: Ψ =2P_v/pu²;

— коэффициент мощности: λ = 2N/pFu³;

F=πD²/4- площадь, ометаемая колесом вентилятора (для осевых и радиальных вентиляторов), м²;

D — диаметр колеса вентилятора, м;

u=πDn/60 окружная скорость конца лопаток, м/с;

n — частота вращения колеса вентилятора об/мин;

v=d_BT/D — относительный диаметр втулки (только для осевых вентиляторов);

р -плотность перемещаемого воздуха, кг/м³

Переходя к безразмерным параметрам вентилятора:

— коэффициент полного давления: Ψ = Ψ_S + Ψ_DV

— коэффициент динамического давления: Ψ_DV = ϑ² (F/F_ВЫХ)²

Для осевых вентиляторов: Ψ_DV = ϑ²_A

— полный и статический КПД:

n = ϑ*Ψ/λ; n_S = ϑ*Ψ_S/λ

Безразмерные характеристики вентиляторов позволяют сравнивать вентиляторы различных типов по нагруженности лопаточных аппаратов, получать размерные характеристики обратным пересчетом для любых значений частоты вращения, диаметров колес, температуры перемещаемого воздуха.

Вентиляторы имеют широкие диапазоны параметров, полное давление oт десятков до нескольких тысяч Паскалей, производительность от нескольких кубических метров до тысяч кубических метров в секунду, мощность от одного Ватта до нескольких тысяч киловатт, а диаметры колес — от нескольких сантиметров до нескольких метров. Окружные скорости концов лопаток, как правило, не превышают 150м/с. Несмотря на огромный диапазон размерных параметров, безразмерные параметры вентиляторов всех типов и размеров укладываются в область, ограниченную коэффициентом производительности ϑ =0...3 и коэффициентом полного давления Ψ =0...8. Здесь же, для сравнения, приведены максимально возможные значения КПД вентиляторов. Как видно, осевые вентиляторы являются самыми слабонапорными, но имеют наибольшие полные КПД среди рассматриваемых типов вентиляторов. Радиальные вентиляторы занимают промежуточную область по давлению и КПД. Диаметральные вентиляторы имеют самые большие коэффициенты давления у, достигающие значений 6...8, так как потоку сообщается энергия дважды, при входе в колесо и при выходе из него, однако имеют самые малые значения полного КПД.

Выбор систем кондиционирования в зданиях

2011-10-02T19:01:50Z

Выбор принципиальной схемы СКВ для конкретного объекта производится с учётом назначения и архитектурно-строительного решения здания и его помещений, особенностей технологического процесса и применяемого производственного оборудования, интенсивности и характера выделяемых вредностей, расположения рабочих мест, климата района постройки.

Для принятия рационального решения необходимо проработать и сравнить несколько конкурирующих вариантов. По итогам сравнительного анализа и сопоставления показателей эффективности, в числе которых, как правило, решающими являются капитальные и эксплуатационные затраты, выбирается наиболее приемлемый вариант.

Всё многообразие зданий и сооружений с позиции выбора СКВ можно разбить на две большие группы:

— здания с помещениями значительного объёма

— здания с многокомнатной планировкой.

Для помещений значительного объема, кроме того, специфичны равномерность или неравномерность распределения вредностей (обычно тепло — и влаговыделений) по площади и в объёме помещения, однородность или неоднородность режимов работы и требования к параметрам внутреннего воздуха по отдельным площадям или в отдельных частях объема помещения. Для многокомнатных зданий перечисленные специфические факторы также оказывают влияние на выбор СКВ, но наличие строительных перегородок между помещениями создаёт большие возможности дифференцировать принимаемые решения.

Для зданий с помещениями больших размеров с равномерным распределением и изменением тепло-влажностных нагрузок возможно применение наиболее простых однозональных СКВ. Их отличительной особенностью является возможность изменения параметров приточного воздуха только по условиям одновременного контроля параметров внутреннего воздуха в одном месте объёма помещения.

При неравномерном распределении по площади и различной интенсивности изменения тепло- и влаговыделений применяются более сложные многозональные СКВ. Их отличительной особенностью является возможность одновременного обеспечения требуемых параметров внутреннего воздуха в нескольких зонах помещения. Для этих целей в составе СКВ на каждую обслуживаемую зону помещения предусматриваются соответствующие устройства, обеспечивающие тепловую обработку приточного воздуха в соответствии с особенностями изменения контролируемого параметра внутреннего воздуха в зоне. Конкретная реализация принципов зональности СКВ может быть весьма разнообразной.

Для многокомнатных зданий встречаются условия, когда можно выделить и объединить по схеме снабжения кондиционируемым воздухом помещения с одинаковыми требованиями к параметрам внутреннего воздуха и одинаковой интенсивностью изменения тепловлажностных нагрузок. В этих случаях также возможно применение центральных однозональных СКВ. Однако в большинстве случаев при многокомнатной планировке наблюдается различная интенсивность изменения нагрузок по времени суток и года. Это объясняется как различиями в ориентации по сторонам света ограждающих конструкций помещений, так и несовпадением по времени суток условий формирования внутреннего режима. Поэтому в современных многокомнатных зданиях основное применение получили многозональные СКВ. Конкретная реализация принципа зонирования осуществляется на основе различных устройств, обеспечивающих тепловую обработку приточного воздуха в соответствии с режимом в помещении. Наиболее широкое применение в многокомнатных зданиях получили местно-центральные СКВ.

Их отличительной особенностью является одновременное использование центральной СКВ. в которой обрабатываете санитарная норма приточного наружного воздуха, и местных агрегатов-доводчиков, в которых тепловая обработка внутреннего рециркуляционного воздуха производится в соответствии с особенностями изменения теплового режима в обслуживаемом помещении.

Системы кондиционирования воздуха могут устанавливаться для обслуживания не всех помещений здания, а только наиболее ответственных из них по назначению. Характерным примером является необходимость устройства СКВ в помещениях, где хранятся исторические и культурные ценности, в залах заседаний и т. п. Часто такие решения принимаются для соответствующих зданий, где возникают дополнительные ограничения из-за затруднительности прокладки воздуховодов, отсутствия достаточного места под размещение оборудования, необходимости сохранения архитектурного облика помещения и зданий. Эти ограничения могут оказывать решающее влияние на выбор типа СКВ и применяемое оборудование. Учитывая дефицит площади, требуемой под размещение холодильного оборудования, определённые преимущества приобретают СКВ на базе подвесных малогабаритных кондиционеров, например типа ККП.

Воздухозаборный клапан

2011-10-01T20:45:43Z

Воздухозаборные клапаны предназначены для обеспечения забора или отсечения наружного воздуха от агрегата. Обычно электрический привод воздушных клапанов сблокирован с пускателем электродвигателя вентилятора.

При пуске электродвигателя вентилятора обеспечивается работа электропривода воздушных клапанов, которые открываются для поступления приточного наружного воздуха. При остановке электродвигателя вентилятора воздушные клапаны закрываются.

Конструктивно воздухозаборный клапан состоит из корпуса, поворотных лопаток, опорных подшипников, уплотнения и привода. Стенки корпуса клапана собираются на самонарезных винтах. Корпус и лопатки изготавливаются из специальных фасонных профилей.

В боковых стенках корпуса имеются пазы, в которых размещаются шестерни, подшипниковые втулки и другие кинематические элементы. Поворотные пустотелые лопатки также имеют пазы для креплений полуосей на боковых сторонах и уплотнительной резины по длине створок. В качестве уплотнителя используется профильная морозостойкая резина, которая обеспечивает плотное сопряжение лопаток между собой при закрытом положении. Это создает высокую герметичность и надежность при низких температурах наружного воздуха в климате России.

Кинематическая связь лопаток между собой осуществляется через торцевые пластмассовые шестерни. У одной из лопаток предусматривается выходная ось квадратного сечения 12×12 мм, которая соединяется с приводом. Привод может быть ручным или электрическим.

Электрические приводы бывают двухпозиционными и пропорциональными. Двухпозиционные обеспечивают открытое или закрытое положение створок клапана и обычно применяются в прямоугольных агрегатах. Пропорциональные электрические приводы применяются для обеспечения такого положения створок воздушных клапанов, при котором достигается желаемая пропорция смеси наружного и рециркуляционного воздуха.

Рекуператоры с промежуточным теплоносителем

2011-09-30T17:58:23Z

Их можно также назвать рекуператоры на связанных теплообменниках. Это конструктивно наиболее гибкий вариант системы утилизации теплоты. Один теплообменник «жидкость-воздух» устанавливается в приточной системе, второй — в вытяжной системе.

Приточная и вытяжная системы могут быть разнесены территориально и связаны между собой замкнутой системой теплоизолированных трубопроводов, по которым с помощью насоса циркулирует антифриз. Таким образом, теплота отбирается у удаляемого из помещения воздуха и с помощью жидкого теплоносителя передается приточному воздуху во втором теплообменнике, стоящем на притоке. Параметры антифриза подбираются в соответствии с рабочим диапазоном отрицательных температур.

Схема обвязки теплообменников с утилизацией теплоты выходящего воздуха

1 — теплообменник н вытяжной системе;

2 — расширительный бак;

3 — фильтр;

4 — насос для перекачки этиленгликоля;

5 — теплообменник в приточной системе

Теплообменник 1 установлен в вытяжной системе, а теплообменник 5 — в приточной, циркуляция антифриза по теплоизолированным трубопроводам осуществляется насосом. Казалось бы, чем ниже температура наружного воздуха, тем большую часть теплоты можно было бы вернуть с вытяжки в приток. Однако, к сожалению, это не так. При низких и очень низких температурах воздуха, поступающего к приточному теплообменнику, температура антифриза на выходе из него уменьшается и становится ниже 0 °С. Эта жидкость поступает на вход теплообменника, установленного в вытяжной системе, и при определенных отрицательных температурах антифриза (зависит от конкретных условий) приводит к уменьшению температуры части поверхности этого теплообменника ниже 0 ⁰С Это, в свою очередь, вызывает намораживание льда из влаги (отбираемой из вытяжного воздуха) на поверхности теплообменника. Как и в предыдущих случаях, потребуется установить необходимую систему автоматического управления и периодически отключать рекуператор для удаления льда с поверхности теплообменника на вытяжке со всеми отрицательными последствиями. Решение проблемы заключается в необходимости исключить условия появления отрицательных температур на поверхности вытяжного теплообменника. При низких температурах наружного воздуха этого можно достичь, например, предварительным подогревом воздуха перед приточным или вытяжным теплообменником, что приведет, естественно, к уменьшению эффективности утилизации. Другой путь заключается а заведомом снижении эффективности системы рекуперации для обеспечения непрерывных условий ее работы (поддержание температур антифриза в пределах —2—0 ⁰С). В приточных установках такая схема утилизации при непрерывной работе утилизатора без намораживания льда может обеспечить эффективность 30-45%,

В заключение следит отметить, что в схеме со связанными теплообменниками исключается попадание воздуха или влаги с вытяжки на приток. Кроне того, размеры теплообменников, как правило, позволяют вписаться в поперечное сечение приточно-вытяжной системы.

Пластинчатые перекрестно-точные рекуператоры

2011-09-28T18:52:43Z

Потоки теплого вытяжного воздуха и холодного приточного воздуха движутся по системам узких смежных каналов, которые объединяются в единый пакет. Теплообмен происходит через стенки тонких пластин, разделяющих узкие каналы.

Пластины, разделяющие потоки приточного и вытяжного воздуха, могут быть изготовлены из металла (обычно это алюминий) или пластмассы. Пластмасса обладает худшей теплопроводностью, но значительно дешевле. Пластины выполняются достаточно тонкими для уменьшения теплового сопротивления между потоками. Расстояние между пластинами обычно составляет несколько миллиметров. Кроме показанного на рисунке перекрестно-точного рекуператора, бывают рекуператоры со встречным движением потоков в смежных каналах. Для пластинчатых рекуператоров заявляется обычно эффективность до 70-80%.

Схема перекрестно-точного пластинчатого рекуператора

В реальных условиях необходимо учитывать некоторые особенности функционирования пластинчатого рекуператора.

1) Если в зимнее время воздух в помещении приобретает дополнительное влагосодержание (по сравнению с приточным воздухом), то при температуре наружного воздуха ниже 0 ⁰С (обычно при температуре ниже примерно — 12…—10 ⁰С) возможно образование льда на стенках вытяжных каналов. Это приводит к уменьшению эффективности теплообменника. Данная проблема решается несколькими способами.

Во-первых, при таких температурах наружного воздуха дополнительно подогревают в электрокалорифере вытяжной (или приточный) воздух перед рекуператором, чтобы растопить лед или предотвратить его появление.

Во-вторых, периодически при нарастании льда перепускают приточный воздух мимо рекуператора до его полного оттаивания. При этом возникает дополнительная проблема резких периодических изменений требуемой тепловой мощности основного теплообменника приточной установки и, соответственно, проблема оптимальности его режима работы по тепловой нагрузке и потребность регулирования его мощности в достаточно широким пределах. Для решения всех указанных проблем требуется специальная система автоматики.

2) Использовать перекрестно-точный рекуператор возможно только тогда, когда приточная система совмещена (пересекается) с вытяжной, т.е. они не могут быть территориально разнесены и, соответственно, возникнет проблема планировки необходимых ветвей воздуховодов.

3) Поскольку и пластинчатом теплообменнике конструктивно объединены приточный и вытяжной каналы (в виде перемещающихся щелей), пластинчатые теплообменники имеют достаточно большие размеры, так что часто определяют размеры приточной установки. Кроме того, при изготовлении теплообменников больших размеров и использовании их и приточно-вытяжных установках со значительными перепадами давления необходимо контролировать перепады давления на перегородках между притоком и вытяжкой, чтобы не получить необратимые деформации стенок теплообменника.