Jak wspomniano w pierwszej części artykułu, za poprawną pracę systemu klimatyzacyjnego odpowiedzialnych jest wiele urządzeń, które są nieodłącznymi elementami hydraulicznej instalacji klimatyzacyjnej.

Należą do nich: filtr mechaniczny, manometr, pompa, czujnik zaniku ciśnienia, czujnik ciśnienia uruchamiający drugą pompę (rezerwową), czujnik ciśnienia zabezpieczający przed „suchobiegiem” pompy (aktywacja w przypadku opróżnienia instalacji), zawór odcinający kulowy, grzałka elektryczna w zbiorniku buforowym jako opcjonalne zabezpieczenie antyzamrożeniowe, zawór napełniający, zawór opróżniający, zbiornik buforowy, termometr, termostat antyzamrożeniowy (opcjonalnie), naczynie wzbiorcze przeponowe, zawór zwrotny (dla pomp połączonych równolegle), zawór bezpieczeństwa oraz automatyczny zawór odpowietrzający.

W dalszej części artykułu zostaną omówione zagadnienia dotyczące ww. urządzeń, które sprawiają najwięcej trudności przy doborze projektantom systemów klimatyzacji. Brak bowiem szczegółowych schematów postępowania przy wyborze właściwych rozwiązań skutkuje błędnym doborem urządzeń, które mogą stanowić o awaryjności i przymusowych wyłączeń źródła chłodu, jakimi są agregaty chłodnicze.

Zawór bezpieczeństwa

Zawory bezpieczeństwa stosowane są w instalacjach zamkniętych w celu zabezpieczenia przed wzrostem ciśnienia powyżej dopuszczalnych założeń pracy instalacji, na wypadek gdyby zadziałanie wzbiorczego naczynia przeponowego okazało się niewystarczające. Wypływ cieczy z zaworu bezpieczeństwa w instalacjach chłodniczych jest zasadniczo inny niż dla instalacji grzewczych, jest to bowiem wypływ kropelkowy.

Zawory bezpieczeństwa są montowane jako wyposażenie standardowe lub dodatkowe – jako element wyposażenia modułu hydraulicznego. Moduł hydrauliczny (wraz z zaworem bezpieczeństwa) może znajdować się w agregacie lub poza jego obrysem, stanowiąc wolno stojący, kompaktowy moduł hydrauliczny. Z reguły zawór bezpieczeństwa montowany jest w systemach wody ziębniczej, przy wzbiorczych naczyniach przeponowych.

W przypadku doboru zaworów bezpieczeństwa zasadnicze znaczenie ma określenie przepustowości zaworu. Jeśli moduł hydrauliczny agregatu chłodniczego zawiera w sobie zawór bezpieczeństwa, to znając jego szczegółowe dane techniczne (średnica kanału przepływowego d, współczynnik wypływu zaworu αc) można określić jego przepustowość. Przepustowość zaworów bezpieczeństwa przeznaczonych do zamkniętych instalacji wody ziębniczej zabezpieczających przed nadmiernym wzrostem ciśnienia oblicza się według następującego wzoru [2]:

gdzie:

m – przepustowość zaworu bezpieczeństwa [kg/h],

p₁ – ciśnienie zrzutowe [MPa],

p₂ – ciśnienie odpływowe [MPa],

ρ₁ – gęstość cieczy przed zaworem lub głowicą bezpieczeństwa przy nadciśnieniu p₁ i temperaturze t₁,

A – obliczeniowa powierzchnia przekroju kanału dopływowego zaworu lub głowicy, obliczona według wzoru A = πd²/4 [mm²],

d – najmniejsza średnica wewnętrzna kanału przepływowego zaworu lub głowicy bezpieczeństwa [mm],

α_c – dopuszczony współczynnik wypływu zaworu lub głowicy bezpieczeństwa dla cieczy.

Najbardziej istotne pozostaje zagadnienie dotyczące określenia wymaganej przepustowości zaworu bezpieczeństwa. Wielu projektantów opiera się na wytycznych do obliczeń dla instalacji grzewczych lub nawet korzysta z gotowych tabel producentów, dla których w zależności od mocy grzewczej kotła dokonuje się wyboru określonego typu zaworu.

Jest to błąd, gdyż po pierwsze przepływy wody grzewczej będą zupełnie inne jak dla instalacji wody ziębniczej (inne Δt wody, inny zakres temperatur pracy, inne gęstości cieczy), po drugie specyfika pracy kotła jest zupełnie inna niż agregatu chłodniczego (możliwość tworzenia poduszki parowej dla wyższych temperatur wody grzewczej, inne czasy przyrostu objętości zładu itp.).

Reasumując, wytyczne odnośnie doboru zaworów bezpieczeństwa dla instalacji grzewczych nie powinny być wykorzystywane do doboru zaworów bezpieczeństwa w systemach wody ziębniczej, ponieważ mają inne warunki pracy.W celu obliczenia wymaganej przepustowości projektant musi mieć wiedzę, ile wody należy opróżnić z instalacji oraz w jakim czasie. Autor rozróżnia dwie możliwości przyrostu objętości wody na wskutek zmian temperatury. Pierwszy przypadek to przyrost temperatury wody ziębniczej podczas dłuższego postoju agregatu chłodniczego (dłuższa przerwa w pracy w okresie letnim – wyłączone pompy i sprężarki agregatu). Drugi przypadek to wzrost objętości wody na wskutek przyrostu temperatury w układzie podczas pracy załączonego agregatu chłodniczego (załączona pompa układu hydraulicznego agregatu chłodniczego).

Podczas postoju agregatu chłodniczego w okresie letnim następuje powolny wzrost temperatury zładu wodnego w instalacji hydraulicznej na wskutek oddziaływania wysokiej temperatury powietrza zewnętrznego. Pomimo zastosowanej izolacji temperatura wody ziębniczej przy dłuższej przerwie będzie dążyć do osiągnięcia temperatury powietrza zewnętrznego.

Jeżeli agregat umieszczony jest na dachu budynku temperatura wody ziębniczej może osiągnąć wartość nawet 40°C. Podobnie, gdyby na wskutek awarii sprężarki(-ek) w układzie chłodniczym doszłoby do przypadku, w którym pompy cyrkulacyjne pozostaną w dalszym ciągu załączone, przyrost objętości wody na wskutek oddziaływania wysokiej temperatury powietrza atmosferycznego również spowoduje przyrost ciśnienia w instalacji wody ziębniczej.Dla obu przypadków ilość wody, jaka powinna zostać opróżniona z systemu jest identyczna: powinna zostać opróżniona taka ilość wody, jaka powstaje na wskutek zmian (przyrostu) temperatury.

W poprzedniej części artykułu, przy omawianiu obliczeń dotyczących określenia wymaganej pojemności wzbiorczego naczynia przeponowego, podano wzór na wyliczenie przyrostu objętości. Wymagana ilość wody do opróżnienia równa jest przyrostowi objętości wody w instalacji wody ziębniczej. Pozostaje do rozpatrzenia zagadnienie związane z czasem, w jakim należy opróżnić wspomniany przyrost objętości wody.

Filtr mechaniczny

Szczególnie istotny jest dobór filtrów mechanicznych zabezpieczających agregaty chłodnicze wyposażone w parowacze, które stanowią wymienniki płytowe. Z tego względu w dalszej części zostaną omówione zagadnienia związane z zabezpieczeniem tego typu wymienników. Wymienniki płytowe produkowane są jako lutowane bądź skręcane.

Rozstaw pomiędzy lamelami płyt wynosi w przybliżeniu ok. 1 mm. Jeśli zanieczyszczenie mechaniczne znajdujące się w instalacji hydraulicznej niewyposażonej w filtr przedostanie się do wymiennika płytowego, spowoduje jego zatkanie oraz brak przepływu wody ziębniczej w systemie, co w rezultacie doprowadzi do wytrącenia układu chłodniczego z równowagi oraz awaryjnego wyłączenia agregatu chłodniczego (np. poprzez czujnik zaniku przepływu wody).

Dokonując przeglądu oferty producentów, można zauważyć, że proponowane rozwiązania dotyczą dwóch typów filtrów. Są nimi filtry kołnierzowe oraz gwintowane. Konstrukcję obu typów zaworów przedstawiono na rys. 1., 2. i fot. 1. Porównując parametry techniczne, można zauważyć, że różnią się pomiędzy sobą średnicą, wartością współczynnika k vs, maksymalną temperaturą i ciśnieniem pracy oraz wkładami siatkowymi o różnej liczbie i średnicy oczek. Filtry typu kołnierzowego budowane są w szerszym zakresie średnic w odniesieniu do filtrów gwintowanych.

Dla analizowanego producenta filtry kołnierzowe zawierają się w średnicach nominalnych DN 15÷400 mm przy współczynniku k vs 5,7÷2200 m³/h, zaś filtry gwintowane oferowane są w zakresie średnic 10÷80 mm przy odpowiadających im wartościach współczynników k vs 1,8÷115 m³/h. Wartość współczynnika k vs zmienia się w zależności od liczby i średnicy oczek we wkładzie filtracyjnym. Standardowe siatki filtracyjne mają 9÷50 oczek przypadających na 1 cm² przy średnicy oczka 1÷1,6 mm².

Zastosowanie zatem filtrów o standardowych parametrach wkładu filtracyjnego dla agregatów chłodniczych o małej mocy chłodniczej i wyposażonych w wymienniki płytowe (parowacze) o rozstawie płyt ok. 1 mm² nie przyniesie spodziewanych rezultatów. Wymagane jest zastosowanie wkładów siatkowych o większej liczbie oczek oraz mniejszej średnicy.

Jako opcjonalne wyposażenie analizowany producent oferuje wkłady o następującej ilości i średnicy oczek: F100 (0,6 mm), F200 (0,5 mm), F300 (0,4 mm), F400 (0,32 mm) i F600 (0,2 mm).

Najbardziej rozsądne wydaje się zastosowanie wkładu F100 (o liczbie 100 oczek na 1 cm² i średnicy oczka 0,6 mm). Wkłady o większej liczby oczek przypadających na 1 cm² i mniejszej średnicy będą powodować większe spadki ciśnienia wody w instalacji, co wiąże się z większym zapotrzebowaniem mocy elektrycznej do napędu pompy.

Dodatkowo częstość opróżnienia filtra wzrośnie wraz ze zwiększeniem liczby i zmniejszeniem średnicy oczek w osadniku. Wartość spadku ciśnienia obliczyć można korzystając z zależności na wartość współczynnika k_vs filtra:

gdzie:

k_vs – współczynnik przepływu [m³/h],

V – strumień objętościowy medium przez parowacz agregatu chłodniczego (odpowiadający znamionowej wydajności chłodniczej agregatu chłodniczego) [m³/h],

Δp – spadek ciśnienia wody na filtrze [bar].

Znając wartość współczynnika k_sv [m³/h] oraz przepływ objętościowy V [m³/h], odpowiadający znamionowej wydajności chłodniczej agregatu, dokonujemy przekształcenia wzoru, wyliczając spadek ciśnienia na filtrze [bar]:

Obliczona wartość spadku ciśnienia na filtrze nie powinna przekraczać 30 kPa. Dokonując korekty wkładu siatkowego, dobieramy taki, dla którego ww. spadek ciśnienia nie zostanie przekroczony.

Kompaktowe moduły hydrauliczne

Projektanci systemów wody ziębniczej mają do wyboru dwie możliwości (jeśli chodzi o dobór armatury i osprzętu instalacji wody ziębniczej). Pierwsze rozwiązanie to dobór poszczególnych elementów instalacji oddzielnie, zaś drugi wariant to wybór kompaktowego modułu hydraulicznego oferowanego zazwyczaj przez producentów agregatów chłodniczych.

Zastosowanie kompaktowego modułu hydraulicznego jest rozwiązaniem prostszym, gdyż ze strony projektanta wymaga zweryfikowania danych technicznych armatury zawartej w module hydraulicznym pod kątem projektowanego systemu.

Przy mniejszej mocy chłodniczej agregatów moduły hydrauliczne mogą znajdować się w samym agregacie. Z reguły dla większych wydajności ziębienia moduły hydrauliczne znajdują się poza obrysem agregatu, stanowiąc wolnostojący element z dwoma lub czterema króćcami przyłączeniowymi do podłączenia z agregatem chłodniczym i instalacją hydrauliczną.

Przy doborze modułów hydraulicznych należy zwrócić uwagę na przepływ i ciśnienie dyspozycyjne pomp(y), pojemność i układ hydrauliczny zbiornika buforowego (standardowo-bezwładnościowy lub układ sprzęgła hydraulicznego) oraz weryfikację czy wszystkie elementy znajdują się w module i ich parametrów (nastawa i przepustowość zaworu bezpieczeństwa, pojemność wzbiorczego naczynia przeponowego itp.).

Patrząc na obliczeniową wydajność i ciśnienie dyspozycyjne pompy, warto kierować się przy wyborze właściwego modułu hydraulicznego, by cechował się on układem wielopompowym (z dwoma, trzema lub czterema pompami). Rozwiązanie takie jest zdecydowanie korzystniejsze od układu z jedną pompą, gdyż stosując nawet agregat chłodniczy wielosprężarkowy (bardziej niezawodny) i moduł hydrauliczny z jedną pompą, w momencie awarii pompy, system chłodniczy nie dostarczy chłodu do systemu.

W momencie awarii układu wielopompowego z trzema pompami awaria jednej pompy spowoduje spadek wydajności chłodniczej systemu o 33%. System jednak dalej będzie pracował, choć z częściową wydajnością chłodniczą.

Układy wielopompowe połączone są względem siebie równolegle i w momencie załączenia agregatu chłodniczego wszystkie pompy pracują, osiągając przepływ równy znamionowemu. Dużą niezawodność uzyskuje się poprzez zastosowanie układu czterech pomp połączonych równolegle, z czego jedna pompa jest pompą rezerwową (pracują trzy pompy). W momencie awarii jednej z pracujących pomp, system automatycznie niezwłocznie załącza pompę rezerwową i sygnalizuje awarię uszkodzonej pompy.

Wybór właściwej konfiguracji układu zbiornika buforowego podyktowany jest rodzajem systemu regulacji poszczególnych odbiorników chłodu w instalacji hydraulicznej. Zastosowanie systemu zmiennoprzepływowego bez wymiennika pośredniego wymaga zainstalowania zbiornika w układzie sprzęgła hydraulicznego.

W systemach zmiennoprzepływowych, w których instalacja hydrauliczna zasilająca odbiorniki chłodu jest oddzielona od agregatu chłodniczego poprzez wymiennik pośredni, zbiornik buforowy pomiędzy agregatem a wymiennikiem pośrednim może być w wykonaniu standardowym z dwoma króćcami. Dla instalacji stałoprzepływowych stosowane są zbiorniki w typowym układzie bezwładnościowym (standardowym z dwoma króćcami przyłączeniowymi).

Różne typy konfiguracji hydraulicznych stosowanych w zbiornikach buforowych wynikają z konieczności utrzymania (w przybliżeniu) stałego spadku temperatury medium na parowaczu (najczęściej 5÷6 K). W przypadku zastosowania zbiornika buforowego w układzie standardowym dla instalacji o zmiennym przepływie w sieci nastąpi zmiana przepływu medium przez parowacz agregatu chłodniczego, co wiąże się ze zmianą temperatury wodnego roztworu glikolu lub wody na parowaczu.

Orientacyjne wartości dopuszczalnego spadku temperatury są różne dla poszczególnych producentów i wahają się w zakresie 3÷11 K. Zmiany przepływu powodujące zmianę temperatur poza ten zakres spowodują awaryjne wyłączenie agregatu chłodniczego.

Zastosowanie kompaktowych modułów hydraulicznych znacznie skraca czas montażu instalacji klimatyzacji na placu budowy. Instalacja modułu hydraulicznego polega na posadowieniu modułu oraz przyłączenia króćców do instalacji i agregatu chłodniczego. Przy obecnych kosztach za roboczogodzinę oraz problemach z zatrudnieniem personelu w sektorze instalacyjnym, zastosowanie kompaktowych modułów hydraulicznych stanowi istotne zagadnienie godne rozważenia.

Wymiarowanie przewodów instalacji wody ziębniczej

Podczas wymiarowania przewodów systemów wody ziębniczej należy zwrócić uwagę na dwa następujące aspekty:

• rodzaj zastosowanego sposobu regulacji wydajności wymienników ciepła i związany z tym rodzaj układu hydraulicznego (układ stałoprzepływowy, układ zmiennoprzepływowy),
• problem optymalnego zwymiarowania średnic przewodów zasilających, szczególnie tych, które transportują sumaryczne przepływy dla końcowych odbiorników chłodu.

Układy hydrauliczne

Na rys. 4. i 5. przedstawiono typowe rozwiązania regulacji wydajności chłodniczej końcowych odbiorników chłodu (klimakonwektory, chłodnice w centralach klimatyzacyjnych itp.). Rys. 4. zawiera sposób regulacji z wykorzystaniem elementu wykonawczego, jakim jest trójdrogowy zawór regulacyjny. W zależności od temperatury panującej w pomieszczeniu termostat będzie otwierał (w trybie chłodzenia dla chłodnicy, gdy temperatura w pomieszczeniu będzie wyższa od wartości zadanej) bądź przymykał zawór regulacyjny.

Przepływ wody ziębniczej będzie zatem kierowany albo na wymiennik, albo na obejście wymiennika (by-pass zaworu). Niezależnie jednak od stopnia otwarcia zaworu regulacyjnego przy każdym odbiorniku, przepływ w sieci pozostanie niezmienny. System taki nosi nazwę stałoprzepływowego, gdyż niezależnie od zmiany obciążenia cieplnego w klimatyzowanych pomieszczeń, będzie zapewniony stały przepływ cieczy przez parowacz. Z kolei na rys. 5. przedstawiono przypadek z dwudrogowymi zaworami regulacyjnymi.

Przy całkowitym otwarciu zaworów przelotowych i identycznie jak dla rys. 5 hydraulicznie zrównoważonej instalacji, przepływy będą takie same jak dla instalacji z zaworami trójdrogowymi regulacyjnymi. Zmiany występują przy obniżaniu się obciążenia cieplnego w pomieszczeniach, którym towarzyszą różne położenia zaworów dwudrogowych przy poszczególnych odbiornikach chłodu, co powoduje zmienne przepływy cieczy w instalacji hydraulicznej.

Systemy, w których zmianom przestawienia zaworów regulacyjnych towarzyszą zmiany przepływów wody w instalacji, noszą nazwę systemów zmiennoprzepływowych. Zastosowanie systemów zmiennoprzepływowych wymaga dokonania pewnych modyfikacji w instalacji hydraulicznej. Problematyczne jest bowiem w tych układach uzyskanie stałego przepływu przez parowacz agregatu chłodniczego oraz zrównoważenie hydrauliczne instalacji.

W celu uzyskania stałego przepływu przez parowacz agregatu chłodniczego wymagane będzie dokonanie separacji instalacji po stronie obiegu agregatu chłodniczego oraz po stronie instalacji hydraulicznej. W praktyce realizowane jest to poprzez zastosowanie zbiorników buforowych w układzie sprzęgła hydraulicznego bądź poprzez zastosowanie wymienników pośrednich. Na rys. 3b znajduje się schemat instalacji ze zbiornikiem buforowym w układzie sprzęgła hydraulicznego.

Zmiany przepływów w sieci towarzyszące zmianom położeń zaworów regulacyjnych przy poszczególnych odbiornikach chłodu będą powodować zmianę temperatury w zbiorniku buforowym. Przepływ przez parowacz agregatu chłodniczego pozostanie stały niezależnie od zmiany przepływu w instalacji hydraulicznej zasilającej odbiorniki chłodu. Wymagane będzie jednak dla takiego rozwiązania zastosowanie dwóch pomp (lub układów pompowych), jednej w układzie agregat – zbiornik buforowy i drugiej w układzie zbiornik – instalacja hydrauliczna (zasilająca klimakonwektory).

Innym rozwiązaniem jest zastosowanie wymienników pośrednich pomiędzy agregatem a instalacją hydrauliczną. Zaletą takiego rozwiązania jest eliminacja glikolu z systemu, z drugiej jednak wadą jest spadek efektywności energetycznej agregatu chłodniczego z uwagi na zastosowanie cieczy pośredniczącej (niższe temperatury pracy agregatu chłodniczego dla uzyskania takiej samej temperatury na odbiorniku chłodu).

Z uwagi na inne parametry punktu pracy pompy (niższa sprawność) w systemach zmiennoprzepływowych przy pracy z różnymi stopniami otwarcia dwudrogowych zaworów regulacyjnych i towarzyszącemu temu zjawisku rozregulowanie instalacji hydraulicznej zalecane jest zastosowanie dynamicznych zaworów regulacyjnych. Montaż dynamicznych zaworów regulacyjnych przeciwdziała skutkom spowodowanym przez wzrost ciśnienia dyspozycyjnego w instalacji (spowodowanych przez przymykanie się zaworów dwudrogowych przy poszczególnych odbiornikach) i zapobiega przed pogorszeniem stabilności układu regulacji.

Obok dynamicznych zaworów regulacyjnych zaleca się zastosowanie pompy w obiegu zbiornik buforowy – instalacja hydrauliczna zasilająca odbiorniki chłodu (lub wymiennik pośredni – instalacja hydrauliczna) z płynną regulacją prędkości obrotowej sterowaną w funkcji ciśnienia dyspozycyjnego na najbardziej oddalonym odbiorniku chłodu. Niezależnie od pracy całego układu będzie wówczas zapewniony przepływ przez najbardziej oddalony wymiennik w systemie, zaś zmniejszenie obrotów pompy przy pracy z częściowym obciążeniu instalacji hydraulicznej skutkuje zmniejszonym zapotrzebowaniem mocy elektrycznej do napędu pompy.

Należy jednak pamiętać o zastosowaniu przewodu z by-passem przy najbardziej oddalonym wymienniku, pozwalającym na zapewnienie stałego przepływu przez obejście w systemie. Przewód obejściowy powinien być wyposażony w ręczny zawór równoważący ustawiony na taki stopień otwarcia, który spowoduje, że opory w przewodzie obejściowym będą takie same, jak na wymienniku w obiegu najbardziej niekorzystnym.

Wymiarowanie średnic przewodów

Obliczenia średnicy przewodów zasilających i powrotnych dokonywane są w oparciu o zakładaną prędkość przepływu cieczy w przewodach, która powinna być mniejsza od wartości 1 m/s. Powyższą graniczną wartość stosuje się do obliczeń zarówno średnic przewodów przy odbiornikach chłodu (klimakonwektorach wentylatorowych), jak i przewodów magistralnych. Korzystając ze wzoru na natężenie przepływu, dokonujemy obliczenia pola przekroju poprzecznego:

gdzie:

m – objętościowe natężenie przepływu [m³/s],

F – pole przekroju poprzecznego przewodu [m²],

v – średnia prędkość w przewodzie [m/s],

a następnie średnicy przewodu:

gdzie:

d – średnica przewodu okrągłego [m],

F – pole przekroju poprzecznego przewodu [m²].

Znając zakładaną prędkość cieczy w przewodzie oraz objętościowe natężenie przepływu można dokonać zwymiarowania przewodów opierając się na powyższych wzorach empirycznych. Objętościowe natężenie przepływu m wylicza się ze wzoru na wymaganą wydajność chłodniczą klimakonwektora (lub innego odbiornika chłodu), która wiąże się z obciążeniem cieplnym pomieszczenia:

gdzie:

Q – obliczeniowa wydajność chłodnicza klimakonwektora [kW],

m – objętościowe natężenie przepływu [kg/s],

c_w – ciepło właściwe wody lub wodnego roztworu glikolu [kJ/kgK],

Δt – spadek temp. medium na parowaczu [K].

Znając wydajność chłodniczą klimakonwektora obliczenie średnicy przewodu zasilającego i powrotnego przy klimakonwektorze nie jest problematyczne. Dylemat pojawia się w momencie obliczeń średnicy dla przewodów magistralnych zasilających większą liczbę klimakonwektorów. Wymagane jest bowiem założenie odpowiedniego sumarycznego objętościowego natężenia przepływu.

Przyjęcie sumarycznej wartości natężenia przepływu dla danego przewodu głównego, którą stanowi arytmetyczna suma maksymalnych przepływów dla poszczególnych klimakonwektorów spowoduje przewymiarowanie instalacji hydraulicznej.

Projektanci dokonują obliczeń, opierając się na sumarycznych przepływach w instalacji, które w rzeczywistości nie występują; co więcej, dla tej samej instalacji dokonywany jest dobór agregatu chłodniczego z uwzględnieniem współczynnika niejednoczesności pracy wszystkich urządzeń (odbiorników chłodu). Punkt pracy pompy jest wówczas odmienny od zakładanego, gdyż agregat o mniejszej mocy chłodniczej będzie „potrzebował” pompę cyrkulacyjną o mniejszym wydatku, zaś instalacja jest wymiarowana na maksymalne wydajności chłodnicze.

W tabeli 4. oraz na rys. 6. dokonano graficznej i matematycznej próby wyjaśnienia problemu. W analizowanym obiekcie znajduje się 8 pomieszczeń, które mają być klimatyzowane. Na potrzeby niniejszego artykułu dokonano szczegółowych obliczeń zysków ciepła, które ujęto w tab. 4., (zawarto też wartości sumaryczne zysków ciepła dla każdego z klimatyzowanych pomieszczeń).

Wartości przepływów są adekwatne do zapotrzebowania na chłód z uwagi, iż pozostałe parametry cieczy są takie same (ciepło właściwe, Δt wody itp.). Jak widać, wartości zysków ciepła zmieniają się dla każdej godziny. Maksymalne zyski ciepła występują dla każdego z pomieszczeń o różnej godzinie, dlatego też u dołu tab. 4. przedstawiono wartości maksymalnych zysków ciepła dla każdego klimatyzowanego pomieszczenia.

Na przykład w pomieszczeniu nr 1 maksymalne zyski ciepła o wartości 6,82 kW wystąpią o godz. 14.00, z kolei w pomieszczeniu nr 5 zyski ciepła (10,27 kW) wystąpią o godz. 18.00. Postępując zgodnie z najczęściej występującym przypadkiem, projektant dokonuje obliczenia sumarycznego przepływu w przewodzie zasilającym głównym wszystkich 8 jednostek wewnętrznych na podstawie sumy maksymalnych wartości występujących o różnych godzinach.

Dla naszego przypadku wartość zysków ciepła będzie równa 71,76 kW. System zatem będzie przewymiarowany, gdyż przepływy odpowiadające takim wartościom wydajności chłodniczych nie wystąpią. Dane te widać z prawej strony tabeli patrząc na sumaryczne wartości wydajności chłodniczej dla wszystkich klimakonwektorów w danej godzinie.

Maksymalne zapotrzebowanie na chłód wyniesie dla analizowanego obiektu 67,92 kW i wystąpi ono o godz. 18.00. Dla tej wartości zapotrzebowania na chłód należy dokonać obliczenia natężenia przepływu, a następnie obliczenia średnicy głównego przewodu zasilającego. Taki sam sposób postępowania należy przeprowadzić dla pozostałych przewodów zasilających.

Przewód zasilający odbiorniki chłodu w pomieszczeniach nr 1 i 2 powinien zostać dobrany na maksymalne sumaryczne zyski ciepła (14,60 kW), które wystąpią o godz. 12.00. We wszystkich innych godzinach przepływy będą niższe. Podobnie posługując się standardami przyjmowanymi przez projektantów dla pomieszczeń nr 1 i 2 suma maksymalnych zysków ciepła wyniosłaby 15,45 kW.

Przyjmując według obliczeń wartość maksymalnej godzinowej sumy zysków ciepła dla wszystkich klimakonwektorów wentylatorowych, tj. 67,92 kW można ją również wykorzystać do doboru właściwej wielkości agregatu chłodniczego. Wartość ta nie musi być już korygowana przez żadne współczynniki korekcyjne, gdyż przedstawiony tok obliczeniowy uwzględnia nierównomierność pracy jednostek wewnętrznych w całym systemie.

Korzystając jednak z powyższych obliczeń, wynika, że właściwy współczynnik korekcyjny uwzględniający nierównomierność występowania zysków ciepła w klimatyzowanych pomieszczeniach wynosi: 67,92 / 71,76 kW = 0,946.

Podsumowanie

W obu częściach artykułu odniesiono się do problemów, z jakimi na co dzień może spotkać się projektant technolog systemów wentylacji i klimatyzacji. Zagadnienia są o tyle trudne, gdyż nie są one poruszane w literaturze krajowej, a także nie ma ścisłych wytycznych dotyczących projektowania wymienionych w artykule elementów systemów klimatyzacji.

Oczywiście w dwóch częściach artykułu nie brakuje skrótów myślowych, jak też brak jest szczegółowych założeń przyjętych do obliczeń. Jednak z uwagi na ograniczenia rozmiaru publikacji musiały one zostać pominięte. Intencją autora jest próba zaznaczenia dylematów i wątpliwości współczesnego projektanta instalacji sanitarnych.

Literatura

1. Recnagel, Sprenger, Hönmann, Schramek, Poradnik Ogrzewanie+Klimatyzacja, Gdańsk 1994.
2. DT-UC-90/WO. Urządzenia ciśnieniowe. Wymagania ogólne. Warunki techniczne dozoru technicznego.
3. Wichowski R., Dobór wzbiorczych naczyń przeponowych. Wytyczne zgodne z normą EN 12828, Rynek Instalacyjny 6/2006, s. 52.
4. PN-B-02414:1999 Ogrzewnictwo i ciepłownictwo. Zabezpieczenie instalacji ogrzewań wodnych systemu zamkniętego z naczyniami wzbiorczymi przeponowymi. Wymagania.
5. EN 12828:March 2003. Heating systems In buildings. Design for water-based heating systems.
6. prPN-EN 12828 Instalacje ogrzewcze w budynkach. Projektowanie wodnych instalacji centralnego ogrzewania. Projekt normy w języku polskim, Polski Komitet Normalizacyjny.
7. Materiały szkoleniowe firmy Clivet, Kliweko BTH.