Защита воздушными завесами проемов охлаждаемых помещений. Часть 1.

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 актуальность получения более разработанных рекомендаций по расчету мгновенных теплопритоков.
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.

Q = αF_стрΔt_ср       (1)

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 перенαса 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 добавит к конвективным теплопритокам фазопереходные. Для оценки переноса влаги может быть использована приближенная аналогия Льюиса тепло-массопереноса. 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 = 2500G_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_L и 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)

Для получения численных оценок рассмотрим холодильную камеру с температурой +4 °С и морозильную камеру с температурой - 20 °С. 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 °С с тремя вариантами относительной влажности: 40%, 60% и 80%. Верхняя завеса обеспечивает режим полной защиты с углом струи к плоскости проема 0°. 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.
Таблица 1. Параметры завес для полной защиты ворот (q = 1)

Тип камеры	Холодильная	Морозильная
Разность давлений, Па	1,7	3,5
Ширина сопла, мм	100	160
Скорость струи, м/с	12,0	12,0
Относительная высота проема	31,0	19,4
Коэффициент эжекции	3,35	2,63
Расход воздуха, кг/с	2,88	4,61
Расход эжекции, кг/с	3,38	3,76
Параметры    εL  ≈ ωL  по  (7)	0,439	0,338
Удельный теплоприток и перенос влаги по (2) и (6)	0,366	0,292
Конвективный теплоприток, кВт	27,5	67,6
Температура внутреннего потока эжекции от проема, 0С	12,1	- 2,1

 
Тепловлажностные характеристики защиты представлены в табл.2.
Таблица 2. Тепловлажностные характеристики защиты камер по табл.1

Тип камеры	Холодильная			Морозильная
Относительная влажность воздуха, %	40	60	80	40	60	80
Влагосодержание наружного воздуха, г/кг	10,6	16,0	21,6	10,6	16,0	21,6
Энтальпия наружного воздуха, кДж/кг	57,5	71,0	85,5	57,5	71,0	85,5
Массоперенос в пространство камеры, Gм , кг/с	0,007	0,0126	0,0186	0,0136	0,0209	0,0283
Влагосодержание втекающего потока эжектированных масс, г/кг	6,1	7,7	9,5	4,1	6,1	8,0
Фазопереходный теплоприток, кВт	9,3	22,8	38,0	22,6	51,9	69,6
Отношение фазопереходных и конвективных теплопритоков	0,34	0,83	1,38	0,33	0,77	1,03
Суммарные теплопритоки, кВт	36,8	50,3	65,5	90,2	119,5	137,2
Отношение суммарных и конвективных теплопритоков	1,34	1,83	2,38	1,33	1,77	2,03

 
Влагосодержание втекающего в камеру потока эжектированных масс вычислялось по выражению

d_э = d_к + 1000G_м/G_я                (8)

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.
Таблица 3. Расходные и тепловые характеристики камер с незащищенными проемами

Тип камеры	Холодильная			Морозильная
Относительная влажность воздуха, %	40	60	80	40	60	80
Энтальпия наружного воздуха, кДж/кг	57,5	71,0	85,5	57,5	71,0	85,5
Разность давлений, Па	0,85			1,75
Расход вытекающего воздуха, кг/с	2,75			4,11
Теплоприток от воздухообмена, кВт	119,6	156,8	199,6	314,4	369,9	429,5
Эффективность защиты, %	69	68	67	70	68	68

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 - теплопритока 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.