Сайт научно-технического журнала «Инженерные системы. АВОК Северо-Запад»

Защита воздушными завесами проемов охлаждаемых помещений. Часть 1

Ю. Н. Марр, советник генерального директора АО «НПО «Тепломаш»

В охлаждаемых помещениях поддерживается температура воздуха ниже температуры окружающей среды. Сюда относятся холодильные и морозильные камеры, кондиционируемые помещения. В связи с тем, что теплый и холодный воздух поменялись местами относительно проема, разность давлений в проеме становится отрицательной. При открывании дверей холодный воздух вытекает понизу из помещения, а теплый врывается внутрь в верхней части проема, если помещение герметичного типа. В негерметичном помещении все сечение двери может быть заполнено вытекающим холодным воздухом, а восполнение массы теплым воздухом будет происходить через неплотности в верхней части здания и открытые окна. В любом случае на компенсацию теплопритоков от воздухообмена потребуется дополнительная холодильная мощность. Можно ли ощутимо уменьшить теплопритоки установкой воздушных завес?

В существующей технической литературе по устройству холодильников [1–4] защита завесами не упоминается. Рассматривается добавка холодопроизводительности на компенсацию теплопритоков от воздухообмена при открывании дверей и ворот, осредненная по времени работы холодильной установки. Удельная (на 1 м² пола камеры) величина добавки зависит от назначения камеры, от ее размеров, от внутренней температуры, от частоты и продолжительности открывания ворот. В [5] имеется лишь упоминание, что в целях снижения потерь холода следует предусматривать устройство холодных воздушных завес. В отличие от [1–5], некоторые ограниченные оценки мгновенных теплопритоков при открывании дверей сделаны в [6]. Переход от мгновенных теплопритоков к величине добавочной холодопроизводительности требует обширной информации по технологическому циклу эксплуатации камеры. Такая информация является, как правило, индивидуальной для каждого объекта. Поэтому в отсутствие нормативных требований к холодильным технологическим регламентам какие-либо обобщенные проектные рекомендации по защите проемов не имеют смысла. Однако это не отменяет актуальности получения более разработанных рекомендаций по расчету мгновенных теплопритоков.

Рис. 1. Схема полной защиты завесой проема холодильной камеры

По ряду причин защита проемов холодильных камер и кондиционируемых помещений требует раздельного рассмотрения. Здесь приведены результаты только по холодильным и морозильным камерам. Кондиционируемые помещения будут рассмотрены в части 2.

Практика многочисленных отечественных и зарубежных холодильных сооружений показывает, что холодные завесы повсеместно используются для защиты проемов. Завесы устанавливаются с внешней стороны защищаемых помещений преимущественно сверху над воротами. Всасывается наружный теплый воздух. Струя этого воздуха направляется вниз к полу, в общем случае, под ненулевым углом к плоскости проема. Около пола, как показано на рис. 1, происходит растекание струи. Если завеса подобрана правильно, то реализуется полная защита [6], т. е. ядро постоянного расхода разворачивается и вытекает наружу, эжектированные струей внутренние холодные массы отделяются от ядра и возвращаются в камеру. Учитывая, что холодильные камеры по смыслу своему должны быть помещениями герметичного типа, то и аэродинамическая структура в проеме должна соответствовать режиму полной защиты.

Теплопритоки через открытый незащищенный проем и в режиме полной защиты завесой обусловлены разными причинами. В первом случае — это, как и указывается в [1–4], простой воздухообмен, во втором — это теплоперенос в процессе контакта теплой струи с холодными внутренними массами. Если в первом случае теплоприток определяется произведением расхода втекающего теплого воздуха на разность энтальпий наружного и внутреннего воздуха, то во втором, согласно [6], оценка теплопритока представляется как конвективная теплопередача от ядра постоянного расхода струи в пространство, окружающее струю и сформированное массами, которые эжектировало ядро струи. Напомним, что в [6] ядро постоянного расхода рассмотрено как канал с проницаемой границей. Введен условный коэффициент теплоотдачи α от границы канала. По известным аэродинамическим и температурным данным свободной затопленной турбулентной струи построена зависимость среднего коэффициента теплоотдачи от параметров струи. Таким образом, конвективный теплоприток может быть найден из обычного выражения

Q = αF_стрΔt_ср,(1)

где F_стр — площадь поверхности ядра постоянного расхода; Δt_ср — средняя разность температур между ядром и окружающим пространством.

В действительности оказалось более продуктивным вести расчеты по выражениям, получаемым с помощью теории теплообменных аппаратов. Так, теплопотери струи, или теплоприток от струи в пространство охлаждаемой камеры (с учетом теплообмена струи как с холодной, так и с теплой стороной) рассчитывается по выражению

Q̃_пот = 0,25[1 – exp(-2ε_L)] + 0,5ε_L, (2)

где Q̃_пот = Q_пот / (t_о – t₁)W_я — удельный теплоприток, сосредоточенный в пространстве течения эжектированных масс; t_о — начальная температура ядра (температура наружного воздуха); t₁ — температура воздуха в камере; W_я = С_рG_з — водяной эквивалент ядра постоянного расхода струи (расхода через завесу); ε_L = αF/W_я — число единиц переноса тепла, в котором α — средний коэффициент теплоотдачи ядра постоянного расхода; F = LB — площадь поверхности боковой стороны ядра струи (с одной стороны плоской струи); L — длина струи; В — ее ширина. В общем случае, лишь часть расхода эжектированных масс отделяется от струи. Однако в случае полной защиты, как в рассматриваемой ситуации, от струи будет отделяться и возвращаться в камеру вся эжектированная масса. Поэтому теплоприток следует оценивать полным выражением (2).

Теплоприток по (2) — это только конвективный теплоперенос. Разность влагосодержаний наружного воздуха и внутри камеры приведет к турбулентной диффузии влаги от ядра струи к воздуху камеры. Конденсация и замерзание влаги добавят к конвективным теплопритокам фазопереходные. Для оценки переноса влаги может быть использована приближенная аналогия Льюиса тепломассопереноса. Так, в диапазоне используемых параметров воздуха в холодильных и морозильных камерах можно уверенно применять приближенное соотношение Льюиса [8]

α/β_x = 1,05 кДж/(кгК)(кг/кг), (3)

где α — коэффициент теплоотдачи от ядра постоянного расхода струи; β_x — коэффициент массоотдачи, отнесенный к разности влагосодержаний. Поток влаги вычисляется по выражению

G_м = β_x FΔd_ср,(4)

где Δd_ср — средняя по длине струи разность влагосодержаний; F = LB — площадь поверхности боковой стороны ядра струи (с одной стороны струи), как и в (2). В холодильных и морозильных камерах разность влагосодержаний рабочего и насыщенного воздуха невелика. Поэтому можно принять, что поток влаги по (4) за небольшим вычетом конденсируется при положительной температуре или превратится в ледяной туман при отрицательной температуре. Соответственно, теплота фазопереходных процессов составит

при t_к > 0 Q_ф = 2500 G_м

при t_к < 0 Q_ф = (2500 + 330) G_м. (5)

Приближенно можно было бы принять мгновенный результирующий теплоприток как сумму величин по (2) и (5) и рассчитать холодильную нагрузку, разделив его на время работы холодильной установки.

Практическое применение выражения (4) неудобно. Проще воспользоваться подобием температурного и массового (влажностного) полей и рассчитать поток влаги, переходящий в эжектированные изнутри массы, по выражению, аналогичному (2) (также с учетом массопереноса как с холодной, так и с теплой стороной)

G¯_м = 0,25[1 – exp(-2ω_L)] + 0,5ω_L, (6)

где G¯_м = G_м/G_я(d₂ – d₁) — удельный поток массопереноса; ω_L = β_x F/ G_я — по аналогии с теплопереносом, число единиц переноса влаги; d₂ — влагосодержание наружного воздуха; d₁ — влагосодержание воздуха внутри камеры. Сопоставление комплексов ε_Lи ω_L с учетом (3) показывает, что ε_L≈ ω_L. Это позволяет рассчитывать ω_L по выражению для ε_L [6]

ε = 0,065(L/b_з)^0,556, (7)

где b_з — ширина сопла завесы.

Для получения численных оценок рассмотрим холодильную камеру с температурой +4 ⁰С и морозильную камеру с температурой -20 ⁰С. В том и другом случае относительная влажность принята 80%, соответственно, влагосодержание по [7] 4,0 и 0,5 г/кг, а влагосодержание насыщенного воздуха 5,0 и 0,62 г/кг. Энтальпия воздуха в камерах, соответственно, 14,0 и 19,0 кДж/кг. Ворота стандартного размера по [2] высотой 3,1 м и шириной 2 м. Температура наружного воздуха +30 ⁰С с тремя вариантами относительной влажности: 40%, 60% и 80%. Верхняя завеса обеспечивает режим полной защиты с углом струи к плоскости проема 0⁰. Расчет параметров завес по [6] представлен в табл. 1. Поскольку полагается, что обе камеры являются помещениями герметичного типа, разность давлений в проеме принята, как для режима полной защиты, пропорциональной половине высоты проема.

Тепловлажностные характеристики защиты представлены в табл. 2. Влагосодержание втекающего в камеру потока эжектированных масс вычислялось по выражению

d_э = d_к + 1000G_м/G_я, (8)

где d_к — рабочее влагосодержание воздуха в камере. Фазопереходный теплоприток вычислялся как

Q_ф = (2500 + 330)G_я(d_э – d_кн), (9)

где d_кн — влагосодержание насыщенного воздуха при температуре в камере. В выражении (9) слагаемое 330 добавляется только при отрицательной рабочей температуре. Как видно из табл. 2, фазопереходные теплопритоки составляют от 0,33 до 1,4 конвективных, а суммарные теплопритоки от 1,3 до 2 с лишним раз от конвективных теплопритоков. Как и следовало ожидать, очень приближенная оценка фазопереходных теплопритоков, сделанная в [6], незначительно завышена.

В отсутствие защиты проемов камер завесами теплопритоки определяются тривиальным воздухообменом. Для помещений герметичного типа расчетная разность давлений в незащищенном проеме пропорциональна четверти высоты проема, а расход воздуха, поступающего в камеру, рассчитывается по площади половины высоты проема. В табл. 3 приведены расходы и теплопритоки в незащищенных проемах. Теплопритоки от воздухообмена вычислялись по разности энтальпий наружного и внутреннего воздуха. Эффективность защиты оценивалась по выражению

Э = (Q_н/з – Q_з)/Q_н/з, (10)

где Q_н/з — теплопритоки незащищенного проема; Q_з — теплопритоки защищенного завесой проема.

К сожалению, обычные холодные завесы не могут предотвратить перенос влаги и конденсацию в камере со всеми вытекающими последствиями в виде намокания пола или намерзания влаги на ограждениях. Однако даже при этих условиях эффективность защиты достигает 70%.

Таким образом, приведенные в части 1 расчетные соотношения позволяют делать оценки мгновенным конвективным и фазопереходным теплопритокам в холодильные и морозильные камеры при защите открытых проемов завесами, работающими в режиме полной защиты.

Таблица 1. Параметры завес для полной защиты ворот (q = 1)

Таблица 2. Тепловлажностные характеристики защиты камер по табл. 1

Таблица 3. Расходные и тепловые характеристики камер с незащищенными проемами

Литература

1. Проектирование холодильников. Крылов Ю. С., Пирог П. И., Васютович В. В. и др. М., «Пищевая промышленность». 1972.

2. Проектирование холодильных сооружений. Справочник. М., «Пищевая промышленность». 1978.

3. Доссат Рой Дж. Основы холодильной техники. Под редакцией Л. Г. Каплана. Перевод с анг. М. Б. Розенберга. М. «Легкая и пищевая промышленность». 1984.

4. Брайдерт Г.-Й. Проектирование холодильных установок. Расчеты, параметры, примеры. Перевод с немецкого Л. Н. Казанцевой. Москва: Техносфера, 2006.

5. СП 109.13330.2012 Холодильники. Актуализированная редакция СНиП 2.11.02-87 (с Изменением № 1).

6. Марр Ю. Н. Воздушно-тепловые завесы. Расчет и проектирование завес для защиты проемов промышленных и общественных зданий. — СПб.: АО «НПО «Тепломаш», 2017.

7. Справочное пособие АВОК «Влажный воздух», — М.: АВОК-ПРЕСС, 2004.

8. Берман Л. Д. Испарительное охлаждение циркуляционной воды. — 2-е издание, переработанное – М.; Л.-Машгиз. 1957.

Скачать статью в pdf-формате:  Защита воздушными завесами проемов охлаждаемых помещений. Часть 1