РЕГИСТРАЦИЯ АВТОРИЗАЦИЯ

Ответы на вопрос	Автор ответа	Дата ответа
На мой взгляд не совсем корректно поставлен вопрос и, соответственно, не совсем корректный ответ. Задача с которой сталкиваются все но не всегда с полным осознанием сути вопроса… Мое видение ситуации… Теплоприток в помещении Qп=const Теплоприток от приточного воздуха Qg=const, т.к. расход приточного воздуха N=G постоянный (задано г-ном ss.23), температура наружного и поддерживаемого воздуха в помещении постоянна (в противном случае предыдущее утверждение о постоянстве теплопритоков в помещение не верно). Т.е. и в первом и во втором вариантах нагрузка на систему кондиционирования постоянна и составляет Qх1=Qх2=const [1]. А вот теперь самое интересное: Вариант I. В первом приближении требуемая холодопроизводительность системы кондиционирования составит Qх=G x Ср х dt1; Где dt1=tвых-tвх1 – разница температур между удаляемым и подаваемым воздухом в обслуживаемое помещение. Вариант II В первом приближении требуемая холодопроизводительность системы кондиционирования составит Qх=(G + Gp) x Ср х dt2; Где dt2=tвых-tвх2 - разница температур между удаляемым и подаваемым воздухом в обслуживаемое помещение; Gр – рециркуряционная составляющая воздуха. Используя утверждение [1] имеем G x Ср х dt1 = (G + Gp) x Ср х dt2; G х dt1 = (G + Gp) х dt2; Т.е. при увеличении рециркуляционной составляющей Gp мы имеем возможность увеличить tвх2 по сравнению с tвх1, а это очень важно, т.к. значение температуры подаваемого воздуха tвх в рабочую зону нормируется и не всегда удается снять теплопритоки Qх располагаемым расходом воздуха G из-за парадоксально низкой расчетной температуры tвх. Возможно, я не совсем понял сути проблемы, поднятой Сергеем… С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-18 16:21:59
Ну и естественно, если Вы выбирите условия tвх1 = tвх2 при наличии рециркуляционной составляющей, соответствующей расходу приточного воздуха, например Gр = G, то и получите увеличенную нагрузку на систему кондиционирования ровно в два раза:))) С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-18 16:29:30
Немного не так, Олег Борисович. Вопрос как раз состоял в том, что предполагается, что выражение [1], приведенное Вами, не выполняется (собственно, по этому вопросу, точнее - по этому утверждению, и хотелось бы услышать Ваше мнение). Constant является только расход приточного наружного воздуха и начальные условия, точнее - набор теплопоступлений, в обоих случаях. Причем, величина расхода приточного наружного воздуха определяется не данной задачей. Другое начальное условие: температура наружного и возвратного внутреннего воздуха на входе в вентдоводчик (кондиционер, фанкойл и пр.) одинакова (упрощённо). Как пример, можно рассмотреть два варианта кондиционирования пивного бара (посетители курят, приток наружного воздуха ~75 м3/ч на человека; кратность воздухообмена - порядка 13, отрицательный дисбаланс). Итак: - Вариант I - охлаждение приточного воздуха и поддержание заданной температуры в залах - посредством центрального кондиционера; - Вариант II - приточный наружный воздух подаётся в таком же количестве, но без охлаждения; охлаждение внутреннего воздуха и поддержание заданной температуры в залах - посредством кондиционеров (канальные, кассетные, настенные и пр.). Ясно из практики, что кондиционеры при такой кратности воздухообмена будут фактически работать только на обработку наружного воздуха и быстро выйдут из строя. Но сейчас не в этом суть. Поэтому предлагаю считать в данной модели, что кондиционеры предназначены именно для таких жёстких условий, и не будем на техническую сторону вопроса отвлекаться. Мне важен сейчас ответ на вопрос, "озвученный" выше. С уважением.	ss.23	2005-02-18 16:55:23
Спасибо. Если Вы не против, я Вас ещё немного «попытаю»… Таким образом, правомерен ли следующий вывод (?): - начиная с некоторой кратности воздухообмена по наружному воздуху (где-то n=5-7 и выше) в средней полосе России при задаче минимизации потребной холодопроизводительности вентоборудования для кондиционирования общественных зданий выгоднее применять центральный кондиционер (или комбинацию центрального кондиционера, плюс вентдоводчики в помещениях с большими теплопоступлениями), нежели использования варианта приточной вентустановки без охладителя, плюс охлаждение только вентдоводчиками различного типа. --------------- Кстати, если рассуждать "на пальцах", получается, что охлаждать поступающий наружный воздух и тратить на него определённое количество энергии мы должны в обоих рассмотренных вариантах. Но если в первом варианте, этот охлаждённый воздух дополнительно работает на нас, ассимилирую внутренние теплопоступления (т.е. нам уже не требуется затрачивать энергию на их поглощение и удаление дополнительными средствами), то во втором варианте, охлаждение наружного воздуха - это "неоправданные и бесполезные" издержки, т.к. кроме них приходиться дополнительно тратиться на ассимиляцию внутренних теплопоступлений помещений. Таким образом, получается, что в зависимости от способа охлаждения наружного воздуха (в ЦК или в вентдоводчиках, после поступления в помещения) – требуемая суммарная холодопроизводительность для объекта может отличаться существенно, и даже в 1,5-2 (!). Если вдуматься в этот факт, то становится как-то не по себе… Вы согласны с таким бытовым рассуждением? Или всё-таки, надо учитывать, что приточный наружный воздух, охлаждённый внутренним оборудованием холодоснабжения, работающим по схеме рециркуляции, прежде, чем будет удалён, успеет вобрать некоторую часть тепла внутри помещений? Кто-нибудь над этим задумывался? Или я что-то "намудрил"...?	ss.23	2005-02-18 17:54:07
Сергей Владимирович, на сколько я понимаю, закон сохранения энергии не дает Вам покоя:) Давайте для того, что бы быть уверенными, что мы говорим об одном и том же, Вы отправите мне принципиальные схемы Ваших вариантов I и II, а я расположу эти схемы на форуме. А потом продолжим беседу:) С Уважением p.s. Только не надо говорить о том, что форум не совершенен и здесь нельзя прикреплять файлы:)))	Бионышев Олег	2005-02-18 19:09:21
К сожалению, конкретного примера нет. Этим вопросом я озадачился давно, ещё когда начал делать в Excele электронную таблицу воздухообмена и теплопоступлений. Уже тогда я стал учитывать способ холодоснабжения конкретного объекта. Но с этим вопросом решился обратиться только сейчас. Задал его ещё сегодня на АВОКе, но что-то он пока никого не зацепил, кроме asl (он там поднял тему «Методики расчета по конд., кто чем пользуется»). Думаю, что нет необходимости даже привлекать и чертить процесс на I-d-диаграмме. Всё гораздо проще. Повторяю ещё раз, исходные условия рассматриваемых схем совершенно одинаковые, температуры на входе в ЦК и в "циркуляционный" вентдоводчик (будь то фреоновые агрегаты или водяные – не принципиально) также одинаковые. Всё это специально задано, чтобы не лезть в дебри и "за лесом не заметить деревьев". Понимаете... Вопрос стоит более принципиально (из того же разряда: почему самолёты летают (?), железяка, а летит зараза). Ведь действительно, если вдуматься, то всё это как-то очень странно... Казалось бы: ну, какая разница, чем охлаждать наружный воздух (?!). Однако, в результате на конкретном объекте (земляк из Краснодара попросил прикинуть воздухообмен для пивной с биллиардным залом на 40 человек, которые курят так, что топор можно вешать; площадь двух залов 91 м2) - в первом варианте вышла потребная холодопроизводительность ЦК (и соответственно – чиллера или компрессорного наружного блока) 17,7 кВт, а во втором (когда вентиляция подаёт воздух без охлаждения) - холодопроизводительность всех кондиционеров (или фанкойлов) 33,1 кВт. Как говорится: почувствуйте разницу... Как все понимают, в конечном итоге, всё это отражается на стоимости предложения по объекту и габаритах оборудования, и воздуховодов. Да, и потребляемая мощность частенько становится камнем преткновения. Так что, вопрос не такой уж и праздный... С уважением.	ss.23	2005-02-18 19:50:49
Сергей Владимирович, я правильно понял Ваши схемы? С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-18 22:59:58
Сергей Владимирович! Истина как всегда посередине и где-то рядом… но она однозначна:))) Уравнения, описывающие схему I Qxол1 = G * Cp * (tнар – tвх1); [1] Qп = G * Cp * (tвых – tвх1); [2] Уравнения, описывающие схему II Qxол2 = (G + Gp) * Cp * (tсм – tвх2); [3] Qп = (G + Gp) * Cp * (tвых – tвх2); [4] G * Cp * tнар + Gp * Cp * tвых = (G + Gp) * Cp * tсм; [5] где: Qхол1 - требуемая холодопроизводительность системы кондиционирования Схемы I, необходимая для ассимиляции теплопритоков в помещении; Qхол2 - требуемая холодопроизводительность системы кондиционирования Схемы II, необходимая для ассимиляции теплопритоков в помещении; Qп - теплоприток в обслуживаемое помещение, ассимилируемый системой кондиционирования; G - расход приточного наружного воздуха, подаваемый в обслуживаемое помещение; Gр - рециркуляционная составляющая производительности по воздуху системы кондиционирования Схемы II; Cp - теплоемкость сухого воздуха; tнар - температура приточного наружного воздуха; tвх1 - температура воздуха, подаваемого в обслуживаемое помещение системой кондиционирования Схемы I; tвх2 - температура воздуха, подаваемого в обслуживаемое помещение системой кондиционирования Схемы II; tвых - температура воздуха, удаляемая из обслуживаемого помещения; tсм - температура воздуха, получаемая в результате смешения приточного наружного воздуха (tнар) и рециркуляционного (tвых) в камере смешения системы кондиционирования Схемы II Примечание: уравнения справедливы для сухого воздуха.	Бионышев Олег	2005-02-19 00:00:14
Теперь возьмем пример из жизни: Qп = 1000 Вт; tнар = 28 град. Цельсия; tвых = 24 град. Цельсия; G = 300 м3/час; Gр = 450 м3/час. Для дальнейшего удобства в расчетах примем G * Cp = 300 * 1,2 * 1005 / 3600 = 100 [Дж / (c * К)]; Gp * Cp = 450 * 1,2 * 1005 / 3600 = 150 [Дж / (c * К)]. Из уравнения [2] находим: tвх1 = 24 - 1000 / 100 = 14 град. Цельсия; Из уравнения [1] находим: Qхол1 = 100 * (28 – 14) = 1400 Вт. Из уравнения [4] находим: tвх2 = 24 - 1000 / 250 = 20 град. Цельсия; Из уравнения [5] находим: tсм = (100 * 28 + 150 * 24) / 250 = 25,6 град. Цельсия; Из уравнения [3] находим: Qхол2 = (100 + 150) * (25,6 – 20) = 1400 Вт. Вот в общем-то и все… С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-19 00:27:02
Выводы: 1. В помещениях общепита (рестораны, пивные бары земляков) на достаточно малой площади находится много людей. Соответственно, большие требуемые расходы воздуха G. Причем, помимо тепловыделений происходит выделение вредных запахов (табачный дым, запах от пищи), т.е. рециркуляция не рекомендуется. Следовательно, иногда, удается «вписать» tвх1 в нормы температуры входа воздуха в рабочую зону. 2. В офисных помещениях, где на относительно большой площади находится не много людей, нормируемая подача свежего воздуха не велика. И если бы мы решали проблему поддержания требуемой температуры воздуха внутри помещения по схеме I, то температура входящего воздуха была бы очень низкой для снятия теплоизбытков, что не допустимо. Поэтому рационально внести рециркуляцию – схема II. Другой вопрос как ее организовать. Можно на уровне центрального (миницентрального) кондиционера, т.е. собирать воздух со всех помещений и затем централизованно добавлять свежую составляющую и охлаждать. А можно свежую составляющую без рециркуляции дозировано доставлять в каждое помещение отдельно и рециркуляционную составляющую обеспечивать по каждому из помещений отдельно при помощи, например, фэнкойлов (сплит систем). Плюсы и минусы обоих вариантов реализации схемы II, я думаю, очевидны и если это кому-нибудь интересно, то это уже другая тема:))) И наконец самый главный вывод – все нужно считать!!! С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-19 01:14:27
Олег Борисович. - Если не затруднит, расшифруйте, пожалуйста, все обозначения в приведённых формулах. Откровенно говоря, не всё понял. Большая часть понятна, т.к. в самом первом Вашем сообщении некоторые обозначения расшифрованы. Кстати, вначале сбило с толку одинаковость в Вашей записи обозначения математического знака "х" и буквы русского алфавита "х" (в первом Вашем сообщении вместо выражения "Холодопроизводительность 1-го вар. = холодопроизводительности 2-го вар = const" можно было понять "Q умножить на 1 =..." и т.д.). Такие моменты при записи выражений всё же надо учитывать (можно было бы для однозначности, например, вместо записи "Qx1" использовать "Qхол1"). - Не понятно, почему в примере, в произведении G x Cp, там, где уже подставляете числовые величины, в знаменателе ставите 3600. Это было бы логично, если бы, Вы оперировали размерностью Q [кВт], но Вы применяете везде [Вт]. Обычно в выражение мощности в знаменатель ставится коэффициент 3,6, чтобы перейти в итоге от [кДж/ч] к [Вт], поскольку это привычнее, и поскольку 1Вт = 3,6 кДж/ч. - Пока я не понял, почему в выражениях стоят именно такие температуры. Вероятно, когда Вы дадите расшифровку всех обозначений, прояснится в какой-то степени и этот вопрос. Пока я чувствую, что наши логические построения отличаются. И это радует. Возможно, именно здесь "зарыта собака". Извините, что отнимаю Ваше время. С уважением.	ss.23	2005-02-19 11:55:28
Олег Борисович. Извините за невнимательность, не ответил на Ваш вопрос... Схемы (графические изображения), приведённые Вами, полностью соответствуют описанию в поставленном вначале вопросе. Правда, я теперь сомневаюсь, правильно ли я сделал, объединив в схеме II два типа используемого оборудования охлаждения воздуха, работающего по схеме с рециркуляцией (?). Мне кажется, что процессы (и достижение комфортного микроклимата внутри помещений) будут протекать несколько различно при вариантах: а) при использовании канальных вентдоводчиков, в которых имеется некоторая смесительная камера (или не имеется, и воздух смешивается в области за потолком перед канальником - не суть важно), в которую подаётся определённое количество наружного неохлаждённого воздуха; б) при использовании настенных блоков охлаждения; в этом случае, "горячий" наружный воздух смешивается с внутренним охлаждённым воздухом непосредственно в объёме обслуживаемых помещений, смесь ассимилирует внутренние теплопоступления и поднимается в верхнюю зону помещений; после чего часть этой смеси удаляется, а часть замыкает цикл рециркуляции в настенных блоках охлаждения. Вероятно, было бы более правильно выделить последний вариант в отдельную "Схему III" (?). Еще раз извините, что усложняю ситуацию, но хотелось бы не ошибиться в построении модели процесса. От этого будет зависеть вся логика расчётов, и, в конечном итоге, правильность подбора оборудования и выполнение задачи по организации систем кондиционирования воздуха на объекте. ------------------------------ И вот что,... у меня ещё одна просьба. В конце, когда завершится эта дискуссия, и будет найден верный ответ (я надеюсь, что он будет найден). Могли бы участники форума рассмотреть чисто технический вопрос: по каким причинам нельзя применять внутренние блоки кондиционеров для работы на смеси воздуха, в которой доля наружного неохлаждённого воздуха существенно больше 20-30%, или даже - на наружном воздухе без рециркуляции (?). Чем это грозит работоспособности и сроку службы кондиционеров? Я перечитал несколько дискуссий на эту тему (в основном, этот вопрос поднимался или его касались вскользь на aircon.ru), в частности, относительно недавно 22.06.04 (см. link), но не нашёл весомых аргументов "против". Да, грязь..., да, безостановочная работа компрессора... Ну и что? Воздух можно предварительно очистить посредством вентустановки (как в приведённом здесь примере пивного ресторанчика). А что до того, что компрессор будет постоянно молотить - так это далеко не факт. Не в тропиках живём. И Вы посмотрите какую расчётную температуру берут сами разработчики (+ 27 град. С по сухому термометру) - между прочим, в средней полосе России не так много дней летом, когда температура наружного воздуха выше указанной расчетной. И, в конце концов, разработчики не делают технику в притык, на расчетные рабочие условия (!). Всегда подбор идёт с некоторым коэффициентом запаса, который колеблется от 1,2 до 1,5. Вообщем, из всего, что я прочитал, я так и не понял: почему нельзя применять внутренние канальные блоки кондиционеров для работы только на чистом неохлаждённом наружном воздухе (без рециркуляции) в средней полосе России? Было бы неплохо найти аргументы, подтверждающие этот запрет. С уважением.	ss.23	2005-02-19 13:56:37
Про размерности… Q = G * Cp * (t1 – t2) [6]; где: Q [Вт] – количество тепла (холода); G [кг / с] – расход (воздуха); Cp [Дж / (кг * К)] – теплоемкость (воздуха); t1 – t2 [K] – разница температур (воздуха). Подставляем размерности: Вт = кг / c * Дж / (кг * К) *K. Путем сокращений приходим к тождеству: Вт = Дж / c. Далее: ro [кг / м3] - плотность; 1 час = 3600 сек; плотность воздуха 1,2 кг/м3; для того, что бы расход воздуха в размерности м3/час перевести в требуемую размерность [кг / с] необходимо: 1 [м3 / час] = 1 * 1,2 / 3600 [кг / c]. Поэтому правомерно следующее утверждение принятое ранее: G * Cp = 300 * 1,2 * 1005 / 3600 = 100 [Дж / (c * К)]; где: G – расход воздуха [м3 / час]; Cp– теплоемкость (воздуха [Дж / (кг * К)]. Крестики заменил на звездочки:) Значения расшифровал (добавил в предыдущем посте после уравнений, описывающих схемы). Теперь мы думаем на одном языке?:) И наши "логические рассуждения не отличаются"?:) С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-19 15:06:28
Схема III по большому счету ничем не отличается от Схемы II. см. мой пост от 2005-02-19 01:14:27 вывод 2. Мы, как правило, стараемся подать воздуховод со свежим воздухом на "всас" фэнкойла. Получается такая импровизированная смесительная камера. С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-19 15:31:09
Олег Борисович. Замечу, что вначале потратил некоторое время, чтобы разобраться в Ваших записях. Меня сбивал с толку один момент, пока я не понял, что у Вас это соотношение наоборот. Например, я соотносил понятия "вход" и "выход" по отношению к вентагрегатам (будь то ЦК, фанкойл или кондиционер), Вы же эти понятия соотносите с обслуживаемым помещением. Естественно, в этом случае понятия "переворачиваются". Впрочем, это тоже - несущественно, догадался быстро. Да, с коэффициентом "3,6" я просто немного сам запутался. Всё у Вас правильно. Просто, энтальпия измеряется в [кДж/кг], и я машинально перенёс понятие "кДж" в числитель размерности теплоёмкости (забыв, что последняя измеряется на самом в [Дж / (кг * К)]; кстати Вы пишите в знаменателе классически - "градус Кельвина", хотя, многие авторы уже давно пренебрегли разницей между градусами по шкале Кельвина и Цельсия, что, в принципе, не верно). Между прочим, большинство авторов в формуле мощности пишут именно коэффициент 3,6 , а не 3600, правда, при этом в результате при вычислении мощности получает размерность [кВт], а не [Вт]. Олег Борисович, у Вас в выражении [5] есть описка: в правой части Вы не записали в качестве множителя теплоёмкость, хотя ниже при вычислении в конкретном примере Вы её уже учитываете. И, я смотрю, у Вас немного неверное название Q (если формально подходить). Это конечно мелочи, но все же, "Q" - это не "количество тепла" (тождественно - количество энергии), а - "количество тепла в единицу времени", или - "мощность", или "...производительность" (холодо-, тепло-). Впрочем, ниже записи с расшифровкой величины "Q", Вы сами определяете верный смысл этой величины, записав равенство "Вт = Дж / c". Не буду больше забирать Ваше время по пустякам... Единственное, замечу, что имеется в Вашей записи ещё одно несоответствие (извините ещё раз, что придираюсь, но просто, что бы исключить даже малейшую путаницу, надо "навести порядок"). В том месте, где Вы задаёте числовые значения величин, Вы пишите "G = 300 м3/час", т.е. отсюда вытекает, что "G" - это расход воздуха. Однако ниже идёт запись "G * Cp = 300 * 1,2 * 1005 / 3600 = 100 [Дж / (c * К)]", из которой можно сделать вывод, что здесь "G" - это уже масса воздуха, поскольку Вы "300" умножаете на плотность воздуха "1,2". В принципе, догадаться можно, но было бы лучше расход обозначить, скажем, буквой "L", а массу - "G" (что - общепринято). ---------------- На этом месте можно подвести некий первый промежуточный итог. Я могу согласиться с Вами и ответить утвердительно на Вашу фразу, которую Вы привели выше: "Теперь мы думаем на одном языке?:) И наши "логические рассуждения не отличаются"?:)". Если быть здесь более точным, то можно утверждать, что я согласен практически со всеми Вашими логическими рассуждениями. Практически со всеми... Потому что, я не могу согласиться с идентичностью схем II и III. И в этом месте для меня начинается самое неприятное, о чем несколько ниже. ----------------------- Можно подвести второй промежуточный итог. Я полностью согласен с выкладками, приведёнными Вами выше и касающимися рассмотрения вариантов процессов по схеме I и по схеме II. Я согласен с тем, что независимо от способа охлаждения воздуха и применяемых схем, для рассматриваемых помещений полная требуемая холодопроизводительность остаётся неизменной при неизменных начальных условиях данных схем. Об этом Вы писали в самом начале дискуссии (выражение Qх1=Qх2=const [1]). Истина восторжествовала. ----------------------- После анализа ситуации, я понял, в чём была моя ошибка при расчёте требуемой холодопроизводительности для Схемы II. Я проводил расчёт по другому пути, нежели представленному Вами. Я учитывал тепло, поступающее с наружным воздухом, не через повышение температуры воздушной смеси, поступающей на вход канального блока охлаждения, а путём вычисления дополнительного теплопоступления от притока наружного воздуха, и включения этой величины в сумму всех теплопоступлений. В принципе, если исходить из желания объединить в один вариант схемы с блоками охлаждения любых типов, то такое решение проходит. Но я сделал основную ошибку, приняв за постоянную величину температуру на выходе блока охлаждения (у Вас это - "tвх2"). А она является величиной переменной. С одной стороны, это здорово, что найдена ошибка. ------------------------ Но с другой стороны, для меня ситуация стала более неопределённой. И я опять "остался у разбитого корыта". Я не могу применить в расчёте выкладки, представленные Вами. Потому что мы не можем задать произвольно расход рециркуляционного (возвратного) воздуха канального блока охлаждения. Эта величина более-менее определённо связана с моделью конкретного блока. Кроме того, даже зная заранее модельный ряд канальных блоков выбранного Производителя, вычисления надо будет производить методом последовательных приближений. А программа MS Excel этого делать автоматически не может. Надо применять другие вычислительные средства. Всё это усложняет и без того запутанную ситуацию. ----------------- Что касается вопроса о равноценности Схем II и III ... Я не могу согласиться с такой равноценностью, потому что в отличие от канального блока, на вход того же настенного блока охлаждения наружный воздух поступает не жёстко, а потому - в неопределённом количестве. В таком случае, формула вычисления температуры воздушной смеси на входе в блок уже не проходит. При вычислении в этом случае можно идти только по пути, который я только что описал (анализируя свои ошибки), т.е. - включать теплопоступления от наружного воздуха в сумму всех теплопоступлений. В этом случае, если не принимать априори на веру равенство [1], представленное вначале Вами, то получаем систему уравнений, в которой количество неизвестных на одну больше количества уравнений. Если в эту систему добавить выражение [1], то система уравнений условно становится определённой. Условно потому, что, как я писал в предыдущем абзаце, во-первых, расход воздуха через блок (или блоки) охлаждения - величина, более-менее определённо связанная с моделью конкретного блока, а во-вторых, программа MS Excel не позволяет делать вычисления методом последовательных итераций. ----------------------- Резюме следующее: а) я согласен с Вами, Олег Борисович; закон сохранения энергии незыблем; б) благодаря Вам (и недавней дискуссии на aircon`e с участием Прасолова и Бруха) я нашёл ошибки в своих вычислениях; в) в своём стремлении автоматизировать процесс вычислений требуемой холодопроизводительности я оказался в тупике (задача сильно усложнилась). В ближайшие пол года задача не разрешима. Нужно будет опять работать по-старинке. ------------ Кстати, надо учесть ещё тот факт, что в своих рассуждениях мы пренебрегли изменением влажности воздуха, что, конечно же, «накладывает свой отпечаток». Господа, извините за длинные и пространные рассуждения, не в меру нудные... :( Огромное спасибо, Олег Борисович, за потраченное время и уделённое внимание.	ss.23	2005-02-20 00:23:00
Небольшое дополнение... В конечном итоге, думаю, всё можно будет решить достаточно простым алгоритмом, при принятии ряда допущений, существенно не влияющих на результат. Для вычислений методом последовательных итераций можно будет ввести макрос. За основу надо будет взять систему уравнений и схемы, предоставленные здесь Олегом Борисовичем (и закон сохранения энергии). Думаю, можно принять эквивалентность любых схем с блоками охлаждения (предложение Бионышева О.Б.). В конце концов, можно пренебречь разбросом величины подмеса наружного воздуха на вход отдельных (типа настенных или кассетных и пр.) блоков охлаждения и брать усреднённую величину, само помещение можно считать за одну большую форкамеру этих блоков, а воздушную смесь в пределах помещения - считать однородной и с одними параметрами для каждого уровня по высоте. Для оценочного расчёта такие допущения вполне годятся. Надо немного времени, чтобы всю эту дискуссию осмыслить, и главное - прочувствовать... Скорее даже, последнее – важнее. Потому что, расчёты расчётами, но интуиция по ходу проектирования – это главное. А вот это самое чувство подбора, логику расчёта я потерял. Вроде заводского рационализатора, который много лет носился с идеей вечного двигателя, а тут ему в один прекрасный момент открыли правду, что этого не может быть, потому что этого не может быть никогда. Стоишь, и смотришь тупо на этот вечный двигатель, в полной растерянности… :)	ss.23	2005-02-20 14:03:06
Здравствуйте. Недавно попалось техническое описание на приточно-вытяжную установку со встроенным кондиционером. Цитата: "В тёплое время приточно-вытяжные установки обеспечивают охлаждение приточного воздуха, понижая его температуру на 7-15 градусов. Избытки тепла сбрасываются в вытяжной воздух. Таким образом, температура в помещении зависит не от эффективности подавления теплоизбытков, а от качества воздухообмена кондиционированного воздуха в помещении." Это схема 1 в Вашей дискуссии. Возник вопрос насколько это эффективно и как это можно оценить. Постарался (в меру своих возможностей) разобраться. Мне кажется, что удаленный вытяжкой из помещения воздух не попадает на приборы охлаждения и не создает никакой тепловой нагрузки. А его место занимает воздух, обработанный в приточной установке. Поэтому уравнение теплового баланса для помещений оборудованных приточно-вытяжными установками с воздухоохладителем на мой взгляд выглядит так : Qпр. = Qпом. – Qвыт. Qпр. – холодопроизводительность приточной установки; Qпом.- тепловая нагрузка помещения; Qвыт.- тепловая нагрузка, удаляемая вытяжной системой Qпр. = Lпр.* Ср*(Tнар.-Твх1) Lпр. - кол-во приточного наружного воздуха по схеме 1. Тнар.- температура наружного воздуха; Твх1 – температура воздуха после охладителя. Qвыт. =Lвыт.*Ср*(Твых.-Твх1) Lвыт. – кол-во вытяжного воздуха Твых. – температура вытяжного воздуха; Твх1 – температура воздуха после охладителя. Qпом. – тепловая нагрузка на помещение определяется расчетом. Верно ли данное предположение? И может быть величина Qвыт. и есть та разница между Q1 и Q2, которую ищет уважаемый ss23. С уважением, Виктор.	Neuh	2005-02-22 10:00:14
Neuh, Ваше уравнение Qвыт. =Lвыт.*Ср*(Твых.-Твх1) и есть Qпом.:) Для обеспечения поддержания требуемой температуры воздуха в обслуживаемом помещении Вы и дожны с удаляемым воздухом (который кстати Lвыт. = Lпр.) удалить все теплопритоки, поступаемые в помещение и компенсируемые требуемой холодопроизводительностью системы кондиционирования. В таком случае из Вашего первого уравнения получается: Qпр. = Qпом. – Qвыт = 0...... С Уважением	Бионышев Олег	2005-02-22 23:08:24
Господа, попробовал ёщё раз развить тему на АВОКе. К сожалению, ничего путного из этой затеи не вышло. Но не даром говорят, чтобы понять лучше самому, надо попробовать объяснить другому. И это - плюс любой дискуссии. На данный момент, можно говорить, что: - варианты I и II равнозначны (фактически во втором случае всего лишь блок охлаждения вынесен вперёд по потоку, и не более того); собственно, поэтому и холодопроизводительность равная; - варианты I и III (или II и III) не равнозначны, и я по прежнему глубоко сомневаюсь в равенстве требуемой холодопроизводительности по этим вариантам (всё надо считать, причём более глубоко, с учётом изменения влажности); в правомерности применения в данном случае закона сохранения энергии также приходится сомневаться, хотя бы по той причине, что системы не замкнуты. - более-менее стал прорисовываться алгоритм расчётов, и в этом большой плюс (осталось только найти время). Огромное спасибо всем.	ss.23	2005-02-24 13:09:54
Наконец, поставлена точка в моих мытарствах (сообщение dron на АВОКе link). Все параметры приняли нужные величины, и уточнился алгоритм. Я был не прав. Спасибо. С уважением.	ss.23	2005-02-24 17:49:46
Олег, я извиняюсь и понимаю, что "достал" избитым вопросом. Сам не рад. Ну, что я могу поделать... Ситуация совершенно тупиковая. Мне надо делать расчёт, а вчера ложусь спать, и до меня доходит, что на АВОКе я поспешил поставить точку в этой истории. Посоветовался с коллегами. Они поддерживают меня в возникших сомнениях. По крайней мере, все сходятся во мнении, что всё здесь не столь однозначно, как кажется на первый взгляд. Олег, я очень прошу Вас, если Вы найдёте немного времени, то выскажитесь по доказательству независимости суммарной холодопроизводительности от dron`a и моему сегодняшнему замечанию. Чтобы не искать эти сообщения на АВОКе, помещаю их здесь ниже: 1. Докозательство от dron (Feb 24 2005, 15:58). "Давайте по порядку. Дано: 2 помещения, все одинаковое – теплопоступления, расход приточного воздуха, и т.д. Температура «за бортом» 27 град.С, температура в помещении к примеру 23 град.С, температура удаляемого воздуха из помещения 27 град.С. Внутренние теплопоступления – Q1. 1-ый случай. Воздух обрабатывается в приточной установке. Грубо говоря, приточный воздух следует сначала охладить на некоторую величину Q2=Gпр*Cp(27-23)/3,6 Вт (вроде правильно), то есть охладить его до температуры внутреннего воздуха – в нашем случае 23 град.С. Если подавать воздух с такой температурой, равной темп. внутреннего воздуха, то никакого тепла он с собой не привнесет, то есть теплопоступления в помещение как были, так и останутся равными Q1. Но количество тепла Q2 от него уже «отняли». Для того, чтобы приточный воздух смог ассимилировать избытки теплоты Q1, его надо подать с температурой ниже 23 град.С, tпр=(3,6*Q+Gпр*Cp*23)/(Ср*Gпр) (вроде опять правильно). Итого, в охладительной секции над приточным воздухом проделываем следующее: - охлаждаем от 27 до 23 ( Q2) - охлаждаем от 23 до tпр, необходимой для ассимиляции теплоизбытков ( Q1) Суммарная холодопроизводительность Q=Q1+Q2 2-ой случай. Воздух подается необработанным. Он вносит с собой кол-во теплоты Q2=Gпр*Cp(27-23)/3,6 Вт (за счет того, что он теплее внутреннего). Внутренние тепловыделения Q1. Суммарная холодопроизводительность Q=Q1+Q2 Все верно? " 2. Замечания от ss.23 (Feb 28 2005, 12:26) "к dron Просматривая Ваше доказательство ещё раз, натолкнулся на несоответствие температурных интервалов рассматриваемых случаев 1 и 2. - Так в случае 1 (прямоточная схема) Вы понижаете температуру приточного воздуха заведомо ниже 23 град.С до возможного уровня для ассимиляции тепла Q1, и при дальнейшем нагреве наружного воздуха в помещении в интервале, правая граница которого лежит в точке +23 град.С (температура в рабочей зоне), ассимилируются внутренние теплопоступления Q1; - в случае 2 все теплопоступления ассимилируются настенными кондиционерами в температурном интервале, правая граница которого лежит в точке +27 град.С (именно с этой температурой воздух поступает на вход кондиционеров); Если взглянуть на ситуацию с другого конца, то получаем опять несоответствие условий: - в случае 1 приточный воздух удаляется из помещения с температурой +23 град.С (нагреваясь внутри помещения до этой температуры он ассимилирует все возможные теплопоступления, и нет тепла, которое могло бы нагреть его дальше до +27 град.С); - в случае 2 весь воздух удаляется из помещения и поступает на вход кондиционеров с температурой +27 град.С. Получается несоответствие температурных интервалов, и значит, выводы делать пока рано… И как считать требуемую холодопроизводительность, опять не понятно… Например, берём вариант с рестораном, кратность что-нибудь выше 10. Спрашивается, зачем охлаждать приточный воздух ниже температуры в рабочей зоне, если он уже в состоянии ассимилировать все внутренние теплопоступления (нагреваясь до +27 град.С и поднимаясь в верхнюю зону помещения) ? Получается, что тепло Q1 из суммарной холодопроизводительности в случае 1 выпадает, а в случае 2 – остаётся. Равенства в случае 1 и 2 нет." Прошу извинить, что отбираю время по пустякам, и заранее благодарю. С уважением.	ss.23	2005-02-28 16:22:30
Сергей, насколько я понимаю расчет требуемой холодопроизводительности холодильной машины необходимо проводить исходя из условия компенсации теплоизбытков. Помещение рассматривается как некое изолированное от окружающей среды пространство. Теплопритоки могут быть (очень грубо): 1. Внутренними - люди; - освещение; - технологическое оборудование; - и т.п. 2. Внешними - солнечная радиация; - конвективная составляющая теплопритока через ограждающую констркуцию; - и наконец, теплоприток вносимый с приточным воздухом. Думаю, здесь все понятно. Суммируя все составляющие мы определяемся с холодопроизводительностью кондиционера. Попробую привести такой пример... Если и на улице и в помещении +28,5 градусов, то теплопритока через ограждающую конструкцию нет. Так же, приточный воздух не привносит никакого дополнительного тепла. Если мы станем понижать температуру в помещении, то и теплоприток через ограждающую конструкцию начнет увеличиваться. Аналогично и с притоком свежего воздуха. Т.е. изменение схемы организации системы кондиционирования не влечет пересмотра количества тепла вносимого постоянным значением приточного воздуха. С изменением схемы организации системы кондиционирования меняется только температура подачи воздуха в обслуживаемое помещение за счет переменной рециркуляционной составляющей, а это очень важно с какой температурой воздух попадает в рабочую зону. Правда, при повышении температуры подаваемого воздуха увеличивается и скорость движения воздуха, а это значение тоже является нормируемым. Вот и необходимо искать "золотую" середину - баланс между температурой входа воздуха в рабочую зону и его скоростью, а также возможностью/невозможностью применения схемы с рециркуляцией. А вот это и есть элемент столь любимого Вами творчества в отличии от "скучного", но необходимого процесса расчета теплопритоков:) с Уважением. p.s. Когда Вы ставите сплит, Вы переходите к схеме с рециркуляцией с подмесом свежего воздуха. p.p.s. Еще раз повторюсь - все это справедливо для сухого воздуха. Если рассматривать реальный воздух с непременным наличием влаги, то при схеме I нет необходимости влагу конденсировать в отличии от схемы II и III, где при контакте влажного воздуха с поверхностью испарителя непременно будет образовываться конденсат со всеми "вытекающими" последствиями:)	Бионышев Олег	2005-02-28 21:52:59
Всё так. Согласен. Можно было бы только обратить внимание на фразу "...изменение схемы организации системы кондиционирования не влечет пересмотра количества тепла вносимого постоянным значением приточного воздуха. С изменением схемы организации системы кондиционирования меняется только температура подачи воздуха в обслуживаемое помещение за счет переменной рециркуляционной составляющей...", и не согласиться. Этот момент я выделил в последнем сообщении в дискуссии с dron`ом. В конкретной схеме воздухораспределения количество тепла, привносимого наружным воздухом, сильно зависит от схемы его раздачи. Однако, с точки зрения подбора оборудования (и необходимости подстраховки в этом деле, некоторой универсальности - на случай изменения в процессе работы с заказчиком, дизайнером) всё именно так и обстоит, как Вы пишите. С остальными утверждениями можно только согласиться. Спасибо. С уважением.	ss.23	2005-03-01 10:23:19

On-Line: На сайте 3 человека