Кондиционирование универсама

Скачать работу файлом

Содержание

1. Исходные данные. 2

2. Определение количества выделяющихся вредностей и расчет необходимых воздухообменов 3

2.1. Воздухообмен по избыткам явной теплоты 3

2.2. Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги 3

2.3. Воздухообмен по вредным выделениям 4

2.4. Количество рециркуляционного воздуха 4

3. Построение процессов обработки воздуха на ID диаграмме 5

4. Расчет основных рабочих элементов кондиционера и подбор оборудования 6

4.1. Расчет фильтра 6

4.2. Камера орошения 7

4.3. Воздухонагреватели 8

4.4. Холодильные установки 9

4.5. Вентиляторные агрегаты 10

Список литературы. 10

Схема компоновки кондиционера 11

1. Исходные данные

Схема СКВ - 1

Место строительства г.ЯЛТА.

Помещение – УНИВЕРСАМ

Размеры помещения 38х20х5 м.

Число людей – n = 400 чел.

Теплопоступления

от солнечной радиации Qср = 14,5 кВт,

от освещения Qосв =12,6 кВт,

от оборудования Qоб = 0

Влаговыделения от оборудования Wоб = 0

Теплоноситель – горячая вода для ХПГ ?1=150 оС, ?2=70 оС, для ТПГ ?`1=70 оС, ?`2=50 оС.

табл. 1

период года	холодный и п.у.	теплый
расчетные параметры наружного воздуха
температура text, оС	tБext = -6	tБext = 30,5
энтальпия Iext, кДж/кг	IБext = -2,5	IБext = 64,5
скорость ветра ?ext, м/с	8,7	1
барометрич. давление Pext , ГПа	1010	1010

расчетные параметры внутреннего воздуха.
температура воздуха, tвоС	20	24
относительная влажность, ?в,%	60	60
влагосодержание dв, г/кг	8,7	11,2

Выбор параметров наружного воздуха производен по параметрам Б (прил. 8 [1]).

2. Определение количества выделяющихся вредных веществ

и расчет необходимых воздухообменов

2.1. Воздухообмен по избыткам явной теплоты

Теплопоступления от людей для ТПГ:

QляТ = qя • n = 0,075 • 400 = 30 кВт,

где qя – поток теплоты, выделяемый одним человеком,

qя=0,075 кВт – при легкой работе и t=24оС.

Теплопоступления от людей для ХПГ:

QляХ = qя • n = 0,1 • 400 = 40 кВт,

где qя = 0,1 кВт – при легкой работе и t=20оС.

Теплоизбытки помещения для ТПГ:

QяТ = Qля + Qср + Qосв + Qоб = 30 + 14,5 + 12,6 + 0 = 57,1 кВт

Теплоизбытки помещения для ХПГ:

QяХ = Qля + Qосв + Qоб = 40 + 12,6 + 0 = 52,6 кВт

Температура приточного воздуха для ТПГ:

tп = tв - ?t = 24 – 6 = 18 оС,

где ?t – температурный перепад в зависимости от помещения и подачи воздуха

?t = 6 оС – для общественных зданий при высоте притока 5 м.

Температура приточного воздуха для ХПГ:

tп = tв - ?t = 20 – 6 = 14 оС,

Воздухообмен по избыткам явной теплоты для ТПГ:

G1Т = 3600 • Qя / св (tв – tп) = 3600 • 57,1 / 1 • (24-18) = 34 260 кг/ч

где св – удельная теплоемкость воздуха св = 1 кДж/(кг оС)

Воздухообмен по избыткам явной теплоты для ХПГ:

G1Х = 3600 • Qя / св (tв – tп) = 3600 • 52,6 / 1 • (20-14) = 31 560 кг/ч

2.2. Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги

Избыточные влаговыделения в помещении для ТПГ:

WТ = gw • n + 1000 • Wоб = 105 • 400 + 1000 • 0 = 42 000 г/ч

где gw – влаговыделения одним человеком

gw = 105 г/ч – при легкой работе и t=24оС.

Избыточные влаговыделения в помещении для ХПГ:

WХ = gw • n + 1000 • Wоб = 75 • 400 + 1000 • 0 = 30 000 г/ч

где gw = 75 г/ч – при легкой работе и t=20оС.

Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги для ТПГ:

G2Т = WТ / (dв – dп) = 42 000 / (11,2-6,2) = 8 400 кг/ч

Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги для ХПГ:

G2Х = WХ / (dв – dп) = 30 000 / (11,2-1) = 2 940 кг/ч

2.3. Воздухообмен по вредным выделениям

Количество вредных веществ поступающих в воздух:

Z = n • z` = 400 • 60 = 24000 г/ч

где z` - выделения 1 человеком СО2 при легкой работе z` = 45 г/ч

Воздухообмен по вредным выделениям:

G3 = ? • Z / (zв – zп) = 1,2 • 24000 / (3,2 – 0,6) = 11 000 кг/ч

где zв – ПДК СО2 в удаляемом воздухе для помещений с кратковременным

пребыванием людей zв =3,2 г/м3

zп - концентрация СО2 в приточном воздухе для малых городов zп =0,6 г/м3

К расчету принимается наибольший воздухообмен по избыткам явной теплоты для теплого периода.

G = G1Т = 34 260 кг/ч

L = G/? =34260/1,2 = 28 550 м3/ч

2.4. Количество рециркуляционного воздуха

Минимально необходимое количество наружного воздуха:

Gнmin = ? • n • l = 1,2 • 400 • 20 = 9600 кг/ч

где l – количество наружного воздуха на 1 чел,

при кратковременном пребывании l = 20 м3/ч

Сравнение минимально необходимого количества наружного воздуха и воздухообмена по ассимиляции выделяющейся влаги:

Gнmin3 принимаем Gн = G3= 11 000 кг/ч

Количество рециркуляционного воздуха

Gр = G – Gн = 34 260 – 11 000 = 23 260 кг/ч

3. Построение процессов обработки воздуха на ID диаграмме

Избыточный поток скрытой теплоты от людей для ТПГ:

QсТ = = qс • n = 0,08 • 400 = 32 кВт,

где qя – поток теплоты, выделяемый одним человеком,

qс=0,08 кВт – при легкой работе и t=24оС.

Теплопоступления от людей для ХПГ:

QсХ = qс • n = 0,05 • 400 = 20 кВт,

где qс = 0,05 кВт – при легкой работе и t=20оС.

Угловой коэффициент угла процесса для ТПГ:

EТ = 3600 • (QяТ + QсТ) / WТ = 3600 • (57,1 + 32) / 42 = 7600 кДж/кг влаги

Угловой коэффициент угла процесса для ХПГ:

EХ = 3600 • (QяХ + QсТ) / WХ = 3600 • (52,6 + 20) / 30 = 8700 кДж/кг влаги

Влагосодержание смеси наружного и рециркуляционного воздуха для ТПГ

dс = (Gн • dн + Gр • dв) / G = (11 000 • 13,2 + 23260 • 11,2) / 34260 = 12 г/кг

Влагосодержание смеси наружного и рециркуляционного воздуха для ХПГ

dс = (Gн • dн + Gр • dв) / G = (11 000 • 2,4 + 23260 • 8,7) / 34260 = 6,8 г/кг

После построения I-d диаграммы полученные данные сведены в табл.2

табл.2

воздух	обозн.	t, оС	I, кДж/кг
ТПГ
наружный	НТ	30,5	64,5
смесь	СТ	28,2	59
камера орошения	ОТ	14,8	39,5
приточный	ПТ	18	43
внутренний	ВТ	24	52,5
удаляемый	В`Т	27	55,8

ХПГ
наружный	НХ	-6	-2,5
смесь	СХ	11	25,8
первый подогреватель	КХ	16,3	31
камера орошения	ОХ	11	31
приточный	ПХ	14	33,8
внутренний	ВХ	20	42
удаляемый	В`Т	23	45

4. Расчет основных рабочих элементов кондиционера и подбор оборудования

Подбор оборудования выполнен на основании [2].

К установке принимаем центральный кондиционер КТЦЗ-31,5 с номинальной производительностью L=31 500 м3/ч.

4.1. Расчет фильтра.

Для проектируемой системы центрального кондиционирования воздуха, выбираем рулонный фильтр, расположенный за смесительной секцией.

Максимальная концентрация пыли в рабочей зоне общественных зданий zwz = 0,5 мг/м3

Содержание пыли в наружном воздухе непромышленного города zext = 0,6 мг/м3

Степень очистки приточного воздуха

?тр= 100% • (zext - zwz) / zext = 100 • (0,6- 0,5)/0,6 = 17%

класс фильтра – III (предел эффективности 60%)

Фильтр подобран по табл. 4.2 [2]:

тип фильтра: волокнистый, замасляный ячейковый ФяУБ

фильтрующий материал - ФСВУ

номинальная воздушная нагрузка на входное сечение q = 7000 м3/(ч•м2)

площадь ячейки fя = 0,22 м2

начальное сопротивление Pф.н =40 Па

конечное сопротивление Pф.к = 150 Па

удельная пылемкость П = 570 г/м2

способ регенерации – замена фильтрующего материала.

Требуемая площадь фильтрации:

Fфтр = L/ q = 28550/7000=4,01 м2,

Необходимое количество ячеек:

nя = Fфтр / fя = 4,01 / 0,22 = 18,23

к установке принимаем 18 ячеек

Действительная степень очистки

по номограмме 4.4 [2] 1-Е = 18% => ?д=82%

?д > ?тр

Количество пыли, осаждаемой на 1 м2 площади фильтрации в течении 1 часа.

mуд = L • zext• ?n/ Fф = 28550 • 0,6•10-3 • 0,82 / 4,01 = 3,4 г/м2ч

Периодичность замены фильтрующей поверхности:

?рег = П / mуд=570 / 3,4 = 167 ч = 7 сут.

4.2. Камера орошения.

К установке принимается форсуночная камера орошения ОКФ-3 03.01304 исп.1

всего форсунок 63 шт., всего стояков – 7 шт.

4.2.1. ХПГ

процесс обработки воздуха – адиабатный

Коэффициент адиабатной эффективности:

ЕА = = =0,96

где tвк – температура воздуха конечная (после камеры орошения) tвк =11 оС

tвн – температура воздуха начальная (до камеры орошения) tвк =16,3 оС

tмвн – температура по мокрому термометру tмвн =10,8 оС

Коэффициент орошения ?=2,0 – по графику на рис. 15.27 [2].

Расход воды на орошение:

Gж = ? • G = 2,0 • 34260 = 68 520 кг/с

Давление воды перед форсункой:

?pж = 80 кПа – по графику на рис. 15.32 [2].

4.2.2. ТПГ

процесс обработки воздуха – политропный – охлаждение и осушение.

Коэффициент адиабатной эффективности:

ЕА = = =0,38

где Iвк – энтальпия воздуха конечная (после камеры орошения) Iвк =39,5 кДж/кг

tвн – энтальпия воздуха начальная (до камеры орошения) Iвк =59 кДж/кг

Iпрв – предельная энтальпия для данного процесса Iпрв =38,5 кДж/кг

Iпрвн – предельная энтальпия для начального состояния Iпрвн =90 кДж/кг

Коэффициент орошения ?=0,7 – по графику на рис. 15.27 [2].

Коэффициент политропной эффективности ЕП = 0,25 – по номограмме на рис. 15.27 [2].

Расход воды на орошение:

Gж = ? • G = 0,7 • 34260 = 23980 кг/с

Относительная разность температур воздуха:

? = b • c • ? • (1/ЕП – 1/ЕА) = 0,33 • 4,19 • 0,7 • (1/0,25 – 1/0,38) = 1,32 оС

где b – коэффициент аппроксимации b=0,33 (кг•оС)/кДж;

сж – удельная теплоемкость воды с=4,19 кДж/(кг•оС)

Температура воды начальная:

tжн = = = 6 оС

где tпрв – предельная температура для данного процесса tпрв =13,8 оС

Температура воды конечная:

tжн = = = 11,6 оС

Давление воды перед форсункой:

?pж = 30 кПа – по графику на рис. 15.34 [2].

4.3. Воздухонагреватели.

Первый воздухонагреватель подбирается для ХПГ, второй – для ТПГ.

К установке принимается воздухонагреватели 03.10114

площадь фасадного сечения Fф = 3,31 м2.

Относительный перепад температур:

?В1 = (tвн - tвк) / (tвн - tжн) = (11-16,3) / (11-95) = 0,06– для 1-го подогревателя

где tжн – начальная температура теплоносителя tжн =95 оС

tвн , tвк – начальная и конечная температура обрабатываемого воздуха

?В2 = (14,8-18) / (14,8-95) = 0,04– для 2-го подогревателя

Относительный расход воздуха:

G` = G / Gном = 34260 / 37800 = 0,9

где Gном – номинальный расход воздуха для данного кондиционера

По табл.15.18 [2] принимаем тип и схему обвязки базовых теплообменников:

6, параллельно.

По номограмме рис.15.41а [2] определяем:

?Ж1 = 0,75 при количестве рядов n=1. – для 1-го подогревателя

?Ж1 = 0,8 при количестве рядов n=1. – для 2-го подогревателя

Б = 0,623 – коэф. гидравлического сопротивления нагревателя.

Расход теплоносителя

GЖ1 = G•св•?В1/сж•?Ж1 = 34260 • 1,005 •0,06 / 4,19 •0,75 = 687 кг/ч– для 1-го подогревателя

GЖ2 = 34260 • 1,005 •0,04 / 4,19 •0,8 = 411 кг/ч– для 2-го подогревателя

Конечная температура теплоносителя:

tжк1 = tжн + ?Ж1 • (tвн – tжн) = 95 + 0,75 (11 – 95) = 32 оС

tжк2 = 95 + 0,8 (14,8 – 95) = 31 оС

Массовая скорость воздуха в фасадном сечении установки:

??V) = G / 3600 • Fф = 34260 / 3600 • 3,31 = 2,9 кг/(м2с)

Потери давления по воздуху:

?PВ = 25 Па – по номограмме рис. 15.43 [2].

Потери давления по воде:

?PЖ1 = Б • (?В1 / ?Ж1)2 • G`2 •98,1 = 0,623 • (0,06 / 0,75)2 • 0,92 • 98,1 = 0,32 кПа.

?PЖ2 = 0,623 • (0,04 / 0,75)2 • 0,92 • 98,1 = 0,14 кПа.

4.4. Холодильные установки.

Холодопроизводительность установки в рабочем режиме:

Qхр = Ах • G • (Iн – Iк) / 3600 = 1,2 • 34260 • (59-39,5) / 3600 = 213 кВт

где: Ах – коэффициент запаса, учитывающий потери холода на тракте хладагента,

холодоносителя и вследствие нагревании воды в насосах, Ах = 1,12 ч 1,15;

Iн , Iк – энтальпия воздуха на входе в камеру орошения и выходе из неё.

Температура кипения хладагента:

tих = (tжк + tжн)/2-(4ч6) = (6+11,6) / 2 - 5 = 3,3 °С

температура конденсации хладагента:

tконд = tк.к + (3ч4) = 24 + 4 = 28 °С

температура переохлаждения холодильного агента

tп.х = tк.н + (1ч2) = 20 + 2 = 22 °С

где: tк.н – температура охлаждающей воды перед конденсатором,

ориентировочно принимаемая tк.н = 20°С;

tк.к – температура воды на выходе из конденсатора,

принимаемая на 3ч4°С больше tк.н ,°С.

Температуру кипения хладагента в испарителе следует принимать не ниже 2°С, причем температура воды, выходящей из испарителя, не должна быть ниже 6 °С.

Объемная холодопроизводительность при рабочих условиях:

qvр =(iих – iпх) / Vих = (574,6-420,6)/0,053 = 2905 кДж/м3

где: iи.х – энтальпия паровой фазы хладагента при tи.х , кДж/кг;

iп.х – энтальпия жидкой фазы хладагента при tп.х , кДж/кг;

vи.х – удельный объем паров хладагента при tи.х , кг/м3.

Холодопроизводительность холодильной машины в стандартном режиме

(tн.х =5°C, tконд=35°С, tп.х =30°С):

= = 190 кВт

где: ?с – коэффициенты подачи компрессора при стандартном режиме ?с=0,76

?р – коэффициенты подачи компрессора при рабочем режиме по табл. 4.6 [3].

qvc – объемная холодопроизводительность при стандартном режиме,

qvc=2630 кДж/м3.

К установке принимаются холодильные машины ХМ-ФУ40/1РЭ холодопроизводительностью 94,7 кВт, в количестве 2 шт.

4.5. Вентиляторные агрегаты.

Аэродинамическое сопротивление:

?Р = ?Рмаг + ?Рк + ?Рф + ?Рко +2 • ?Рвн = 100 + 50 + 150 + 50 + 2• 25 = 400 Па

где ?Рмаг –сопротивление магистрального воздуховода принимаем 100 Па

?Рк – сопротивление приемного клапана принимаем 50 Па

?Рф – сопротивление с фильтра ?Рф =150 Па

?Рко – сопротивление камеры орошения принимаем 50 Па

?Рвн – сопротивление воздухонагревателя ?Рвн = 25 Па

Принимаем вентилятор ВЦ4-75 № 10 Е10.095-1 ГОСТ 5976-90

частота n=720 об/мин;

КПД ?=0,7;

Потребляемая мощность N = 5,5 кВт

D = 0,95 Dном

Двигатель 4А132М8; m=438 кг

Литература

1. СНиП 2.04.05-91* Отопление, вентиляция и кондиционирование. М.: ГУП ЦПП, 2001. 74с.

2. Справочник проектировщика. Под ред. Павлова Н.Н. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть 3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. М.: Стройиздат. 1985.

3. Иванов Ю.А., Комаров Е.А., Макаров С.П. Методические указания по выполнению курсовой работы "Проектирование кондиционирования воздуха и холодоснабжение". Свердловск: УПИ, 1984. 32 с.

Министерство образования РФ

Уральский государственный технический университет

кафедра "Теплогазоснабжение и вентиляция"

КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ ВОЗДУХА

И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

преподаватель: Н.П.

студент: С.Ю.

1851929

группа: ТГВ-6 (Екатеринбург)

Екатеринбург

2004

Министерство образования Российской Федерации

Уральский государственный технический университет - УПИ

кафедра "Теплогазоснабжение и вентиляция"

Оценка_____________

КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ ПРОДОВОЛЬСТВЕННОГО МАГАЗИНА

в г.Саратове

Курсовая работа

2907.61127.005 ПЗ

Руководитель: Н.П.

Студент Т.А.

ТГВ-6

Екатеринбург

Екатеринбург 2004

СОДЕРЖАНИЕ

Исходные данные…………………………………………………….……………………3

Определение количества выделяющихся вредных веществ и расчет необходимых воздухообменов

Необходимая величина воздухообмена при расчете по избыткам явной теплоты……………………………………………………………………………….4

Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги….………………….…..5

Воздухообмен по борьбе с выделяющимися в помещении вредными газами и парами……………………………………………….……………………...5

Определение расчетного воздухообмена……………………………………….6

Определение количества рециркуляционного воздуха……………………….6

Построение процессов обработки воздуха на I-d диаграмме

Определение величины углового коэффициента луча процесса.…..…...…7

Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для теплого периода года ……….8

Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для холодного периода года…..….8

Расчет основных рабочих элементов установки кондиционирования воздуха и подбор оборудования

Фильтр………………………………………………………………………………..10

Камера орошения……………………………………………………………………10

Воздухонагреватели и воздухоохладители…………………………………...12

Холодильные установки…………………………………………………………..18

Вентиляторные агрегаты……………………………………………………… 19

Компоновка и теплохолодоснабжение центральных кондиционеров…………20

Библиографический список…………………………………………………………….…..23

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

В данной работе расчетным объектом является помещение продовольственного магазина, расположенного в городе Саратове.

Размеры помещения – 42х12х4 м.

Число людей – 200.

Теплопоступления:

- от солнечной радиации Qс.р.=8,4 кВт;

- от освещения Qосв.=10,5 кВт;

- от оборудования Qоб=12,1 кВт.

Влаговыделения от оборудования Wоб =3,9 кг/ч.

Расчетный теплоносителя – вода, с параметрами:

для теплого периода – 70/50 °С;
для холодного периода – 150/70 °С.

Расчетные климатические параметры для г.Саратова при разработке системы кондиционирования приняты:

для теплого периода года (Приложение 8 [1]):

tБext=30,5°С; IБext=53,6 кДж/кг;

для холодного периода года (Приложение 8 [1]:)

tБext= -27°С; IБext= -26,3 кДж/кг.

Барометрическое давление 990 ГПа.

Расчетные параметры внутреннего воздуха помещения продовольственного магазина приняты:

для теплого периода года:

tв=24°С; Iв=43 кДж/кг; ?=40%;

для холодного периода года:

tв= 22°С; Iв= 39 кДж/кг; ?=40%.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА ВЫДЕЛЯЮЩИХСЯ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ И РАСЧЕТ НЕОБХОДИМЫХ ВОЗДУХООБМЕНОВ.

Необходимая величина воздухообмена при расчете

по избыткам явной теплоты.

, кг/ч, (2.1)

где: Qя – избыточный поток явной теплоты в помещение, кВт;

tв – температура в рабочей зоне, °С;

tп – температура приточного воздуха, °С;

св – удельная теплоемкость воздуха, св=1 кДж/(кг°С).

Температура приточного воздуха tп определяется по формуле:

tп = tв – ?t , °С (2.2)

где: ?t – температурный перепад, согласно [2] принимаем ?t = 3°С.

Расчет теплоизбытков производится следующим образом.

Т е п л ы й п е р и о д

Qя = Qял + Qс.р. + Qосв + Qоб , кВт, (2.3)

где: Qял – теплопоступления от людей, кВт;

Qял = qяn, (2.4)

qя – поток явной теплоты, выделяемой одним человеком, кВт.

Qял = 0,071х200=14,2 кВт

Qя = 14,2+8,4+10,5+12,1=45,2 кВт

tп = 24-3=21°С

кг/ч

Х о л о н ы й п е р и о д

Qя = Qял + Qосв + Qоб , кВт (2.5)

Qял = 0,085х200=17,0 кВт

Qя = 17,0+10,5+12,1=39,6 кВт

tп = 22-3=19°С

кг/ч

Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги.

, кг/ч, (2.6)

где: dв – влагосодержание удаляемого воздуха, г/кг;

dп – влагосодержание приточного воздуха, г/кг;

W – избыточные влаговыделения в помещении, г/ч

W = gwn + 1000Wоб , (2.7)

где: dw – влаговыделение одним человеком, г/ч

Т е п л ы й п е р и о д

W =107х200 + 1000х3,9 = 25300 г/ч

кг/ч

Х о л о н ы й п е р и о д

W =91х200 + 1000х3,9 = 22100 г/ч

кг/ч

2.3 Воздухообмен по борьбе с выделяющимися в помещении

вредными газами и парами.

, кг/ч, (2.8)

где: ?в – плотность воздуха, ?в = 1,2 кг/м3;

zп – предельно допустимая концентрация вредных веществ в воздухе, удаляемом из помещения, г/м3;

zв – концентрация вредных веществ в приточном воздухе, г/м3;

Z – количество вредных веществ, поступающих в воздух помещения, г/ч.

, кг/ч

Результаты расчета воздухообменов сведены в таблицу 2.1.

Таблица2.1.

Воздухообмен для расчетного помещения.

Период года	Расход приточного воздуха, кг/ч
Период года	По избыткам явной теплоты G1	По избыткам влаги G2	По избыткам вредных газов и паров G3
Теплый период	54240	16867	6000
Холодный период	47520	17000	6000

2.4. Определение расчетного воздухообмена.

В качестве расчетного воздухообмена принимается максимальное значение из G1, G2 , G3.

G = 54240 кг/ч

2.5. Определение количества рециркуляционного воздуха

Gр = G – Gн , кг/ч (2.9)

где: Gн – количество наружного воздуха.

Для нахождения Gн определяется минимальное количество наружного воздуха, подаваемого в помещение:

Gminн =?вnl, кг/ч, (2.10)

где: l – количество наружного воздуха на 1 человека, м3/ч.

Gminн =1,2х200х20 = 4800 кг/ч

Полученное значение Gminн сравнивается с величиной расчетного воздухообмена по борьбе с выделяющимися газами и парами G3:

Gminн G3

4800

Принимаем Gн = 6000 кг/ч

Gр = 54240 – 6000 =48240 кг/ч

ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССОВ ОБРАБОТКИ ВОЗДУХА

НА I-d ДИАГРАММЕ.

Исходными данными для построения процесса тепловлажностной обработки воздуха являются расчетные параметры наружного воздуха – tн и Iн (точка Н), заданные параметры внутреннего воздуха – tв и Iв (точка В).

3.1. Определение величины углового коэффициента луча процесса.

, кДж/кг влаги, (3.1)

где: Qп – избыточный поток полной теплоты в помещении, кВт;

Qс – избыточный поток скрытой теплоты в помещении, кВт

, кВт, (3.2)

где: Iв.п – энтальпия водяного пара при температуре tв ,кДж/кг,

Iв.п =2500 + 1,8 tв , кДж/кг, (3.3)

qс – поток скрытой теплоты, выделяемой 1 человеком, кВт.

Т е п л ы й п е р и о д

Iв.п =2500 + 1,8 х 24 = 2543,2 кДж/кг

,кВт

кДж/кг влаги

Х о л о н ы й п е р и о д

Iв.п =2500 + 1,8 х 22 = 2539,6 кДж/кг

,кВт

кДж/кг влаги

Процесс обработки воздуха в кондиционере осуществляется по схеме с первой рециркуляцией.

3.2. Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для теплого периода года.

Исходными данными для построения процесса тепловлажностной обработки воздуха являются расчетные параметры наружного воздуха – tн и Iн (точка Н); заданные параметры внутреннего воздуха – tв и Iв (точка В); расчетный воздухообмен – G; количество рециркуляционного воздуха - Gр; количество наружного воздуха – Gн; величина углового коэффициента – .

Через точку В проводится луч процесса до пересечения с изотермой температуры приточного воздуха tп . Из точки П проводится линия dп=Сonst до пересечения с кривой I=95% в точке О, параметры которой соответствуют состоянию обрабатываемого воздуха на выходе из камеры орошения. Отрезок ОП' характеризует процесс нагревания воздуха в воздухонагревателе второго подогрева, П'П – подогрев воздуха на 1ч1,5°С в вентиляторе и приточных воздуховодах.

Из точки В вверх по линии dв=Сonst откладывается отрезок ВВ', соответствующий нагреванию воздуха, удаляемого из помещения рециркуляционной системой, в вентиляторе и воздуховоде. Отрезок В'Н характеризует процесс смешения наружного и рециркуляционного воздуха. Влагосодержание смеси находится из выражения:

, г/ч (3.4)

г/ч

Пересечение линий В'Н и dс=Сonst определяет положение точки С, характеризующей параметры воздуха на входе в камеру орошения.

3.3. Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для холодного периода года.

Исходными данными для построения процесса тепловлажностной обработки воздуха являются расчетные параметры наружного воздуха – tн и Iн (точка Н); заданные параметры внутреннего воздуха – tв и Iв (точка В); расчетный воздухообмен – G; величина углового коэффициента – .

9Для определения параметров приточного воздуха находится его ассимилирущая способность по влаге:

,г/кг (3.5)

и вычисляется влагосодержание приточного воздуха:

dп = dв – ?d ,г/кг (3.6)

г/кг

dп = 6,8 – 0,4 =6,4,г/кг

Через точку В проводится луч процесса до пересечения с линией dп=Сonst в точке П, которая характеризует состояние приточного воздуха при условии сохранения в холодный период года расчетного воздухообмена. Пересечение линии dп=Сonst с кривой I = 95% определяет точку О, соответствующую параметрам воздуха на выходе из камеры орошения. Отрезок ОП характеризует процесс в воздухонагревателе второго подогрева. По аналогии с п.3.2 строится процесс смешения наружного и рециркуляционого воздуха (отрезок НВ) и определяются параметры смеси:

г/ч

Из точки С проводится луч процесса нагревания воздуха в воздухонагревателе первого подогрева до пересечения с адиабатой Iо=Const в точке К, соответствующей параметрам воздуха на входе в камеру орошения.

РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ РАБОЧИХ ЭЛЕМЕНТОВ УСТАНОВКИ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА И ПОДБОР ОБОРУДОВАНИЯ.

4.1. Фильтр.

Для проектируемой системы центрального кондиционирования воздуха, с расходом 54240 кг/ч, выбираем кондиционер КТЦ60, с масляным самоочищающимся фильтром.

Характеристики фильтра:

площадь рабочего сечения - 6,31 м2
удельная воздушная нагрузка – 10000 м3 ч на 1м2
максимальное сопротивление по воздуху ~10 кгс/м2
количество заливаемого масла – 585 кг
электродвигатель АОЛ2-21-4, N=1,1 кВт, n=1400 об/мин

4.2. Камера орошения.

Расчет:

1. Выбор камеры орошения по производительности воздуха:

м3/ч (4.1)

Принимаем форсуночную двухрядную камеру орошения типа Кт длинной 1800мм.

Конструктивные характеристики:

номинальная производительность по воздуху 60 тыс. м3/ч
высота и ширина сечения для прохода воздуха 2003х3405 мм
площадь поперечного сечения 6,81 м2
номинальная весовая скорость воздуха в поперечном сечении 2,94 кгс/(м2 °С)
общее число форсунок при плотности ряда 24шт/м2 ряд) – 312 шт./м2

2. Определяем массовую скорость воздуха в поперечном сечении камеры орошения:

, кг/(м2с) (4.2)

3. Определяем универсальный коэффициент эффективности:

(4.3)

Согласно [3] выбираем коэффициент орошения В, коэффициент полного орошения Е и диаметр выпускного отверстия форсунок:

В=1,8

Е=0,95

Ш=3,5 мм

Так как (pv) 3 кг/(м2 с), то для Еґ вводим поправочный коэффициент 0,96:

Е=0,96х0,95=0,91

5. Вычисляем начальную и конечную температуру воды twн twк , совместно решая систему уравнений:

twн = 6,1°С

twк = 8,5°С

6. Вычисляем массовый расход воды:

Gw = BxG = 1,8х54240 = 97632 кг/ч (4.4)

7. Определяем пропускную способность одной форсунки:

кг/ч (4.5)

8. По диаметру выпускного отверстия и пропускной способности форсунки определяем давление воды перед форсункой, согласно [3]:

Рф = 2,1 кгс/см2

9. Определяем аэродинамическое сопротивление форсуночной камеры орошения:

?Р = 1,14 (pv)1,81 = 1,14 х 1,841,81 = 3,43 кгс/м2 (4.6)

4.3. Воздухонагреватели и воздухоохладители.

Воздухонагревательные и воздухоохладительные установки собираются из одних и тех же базовых унифицированных теплообменников, конструктивные характеристики представлены в [2]. Число и размеры теплообменников, размещаемых во фронтальном сечении установки, однозначно определяются производительностью кондиционера.

Базовые теплообменники могут присоединятся к трубопроводам тепло-холодоносителя по различным схемам согласно [2].

Расчет воздухонагревательных и воздухоохладительных установок состоит из следующих операций:

По известной величине расчетного воздухообмена G, согласно [2], выбирается марка кондиционера и определяется площадь фасадного сечения Fф ,м2.

Вычисляется массовая скорость воздуха в фасадном сечении установки:

, кг/(м2с) (4.7)

Определяются температурные критерии:

при нагревании воздуха

, (4.8)

, (4.9)

расход теплоносителя

, кг/ч (4.10)

где: tн , tк – начальная и конечная температура обрабатываемого воздуха, °С, tг,tо–температура теплоносителя на входе и выходе из воздухонагревателя,°С,

twг,twо–температура охлажденной воды на входе и выходе из воздухоохладителя, °С.

Согласно [2] находятся все возможные схемы компоновки и присоединения, базовых теплообменников к трубопроводам тепло-холодоносителя, соответствующие производительности принятой марки кондиционера. Для каждой схемы определяется величина компоновочного фактора .

Для каждой выбранной схемы определяется общее число рядов теплообменников по глубине установки:

(4.11)

При этом для воздухонагревателей принимается D=7,08; для воздухоохладителей – D=8,85.

Полученные значения Zу округляются до ближайших больших Z'у .

Для каждого компоновочного варианта установки находится общая площадь поверхности теплообмена:

Fу = Fр Z'у ,м2 (4.12)

и вычисляется запас в площади по сравнению с её расчетным значением:

, (4.13)

Для всех принятых схем определяется величина площади живого сечения для прохода тепло-холодоносителя:

, м2 , (4.14)

и находится скорость воды в трубках хода и присоединительных патрубках:

, м/с, (4.15)

, м/с, (4.16)

где: – значение компоновочного фактора для выбранной схемы, уточненное для фактического числа рядов труб Z'у ;

?w – средняя плотность воды в теплообменнике, принимаемая для воздухонагревателей первого и второго подогрева соответственно951 и 988 кг/м3 и для воздухоохладителей ?w = 998 кг/м3;

dп.п – внутренний диаметр присоединительных патрубков, равный для всех типов теплообменников dп.п = 0,041 м;

Х – число параллельно присоединенных входящих патрубков в ряду.

Последующие расчеты производятся для схемы компоновки базовых теплообменников с наибольшим запасом площади теплообмена. Но если при этом скорость воды в трубках или в присоединительных патрубках будет превышать 2ч2,5 м/с, то в качестве расчетной следует принять схему с меньшим значением компоновочного фактора.

Находится гидродинамическое сопротивление теплообменной установки (без соединительных и подводящих патрубков):

?Ну = А?2 , кПа, (4.17)

где: А – коэффициент, зависящий от количества труб в теплообменнике и его высоте и принимаемый согласно [2].

Определяется аэродинамическое сопротивление установки:

с однорядными теплообменниками

?Ру = 7,5(??)ф1,97R2 Z'у ,Па, (4.18)

с двухрядными теплообменниками

?Ру = 11,7(??)ф1,15R2 Z'у ,Па, (4.19)

Значение R определяется по [2] в зависимости от среднеарифметической температуры воздуха.

Расчет водухонагревателя.

Fф = 6,63 м2

кг/(м2с)

Выбираем:

Схема 1:

Схема 2:

Схема 4:

Схема 1:

Zу = 0,59 ; Z'у = 1

Схема 2:

Zу = 0,63 ; Z'у = 1

Схема 4:

Zу = 0,54 ; Z'у = 1

Fу = 113 х 1 =113 м2

Схема 1:

Схема 2:

Схема 4:

Схема 1:

м2

м/с

Схема 2:

м2

м/с

Схема 4:

м2

м/с

Для дальнейших расчетов выбираем схему 4.

?Ну = 26,683 х 0,372 =3,65 кПа,

?Ру = 7,5 х 2,271,97 х 0,982 х 1 = 36,2,Па

4.4. Холодильные установки.

В центральных и местных системах кондиционирования воздуха для получения холода широко применяются агрегатированные фреоновые холодильные машины, объединяющие компрессор, испаритель, конденсатор, внутренние коммуникации, арматуру, электрооборудование и автоматику. Их технические характеристики приведены [2]. Расчет холодильной установки сводится к определению её холодопроизводительности и подбору соответствующей ей марки машины.

Расчет производится в следующем порядке:

Вычисляется холодопроизводительность установки в рабочем режиме:

, кВт, (4.20)

где: Ах – коэффициент запаса, учитывающий потери холода на тракте хладагента, холодоносителя и вследствие нагревании воды в насосах и и принимаемый для машин с холодопроизводительностью до 200 кВт Ах = 1,15 ч 1,2 , более 200 кВт Ах = 1,12 ч 1,15;

Iн , Iк – энтальпия воздуха на входе в камеру орошения и выходе из неё.

Определяются основные температуры, характеризующие режим работы холодильной установки:

температура кипения холодильного агента

, °С, (4.21)

температура конденсации холодильного агента

tконд = tк.к + (3ч4) , °С, (4.22)

температура переохлаждения холодильного агента

tп.х = tк.н + (1ч2) , °С, (4.23)

где: tн.х – температура воды на входе в испаритель и на выходе из него, °С;

tк.н – температура охлаждающей воды перед конденсатором, ориентировочно принимаемая tк.н = 20°С;

tк.к – температура воды на выходе из конденсатора, принимаемая на 3ч4°С больше tк.н ,°С.

Хоодопроизводительность установки, требуемая в рабочем режиме, приводится к стандартным условиям (tн.х =5°C, tконд=35°С, tп.х =30°С):

, кВт, (4.24)

где: Qх.с – холодопроизводительность холодильной машины в стандартном режиме, кВт;

?с , ?р – коэффициенты подачи компрессора при стандартном и рабочем режимах;

qvc , qvp – объемная холодопроизводительность при стандартном и рабочем режимах, кДж/м3.

Коэффициент ?с принимается равным ?с=0,76, а величина ?р определяется согласно [2].

Объемная холодопроизводительность при стандартных условиях принимается равной qvc=2630 кДж/м3, а величина qvp определяется по формуле:

, кДж/м3 , (4.25)

где: iи.х – энтальпия паровой фазы хладагента при tи.х , кДж/кг;

iп.х – энтальпия жидкой фазы хладагента при tп.х , кДж/кг;

vи.х – удельный объем паров хладагента при tи.х ,кг/м3.

Согласно [2] подбирается 2 ч 4 однотипных холодильных машины и из них компонуется общая установка. При этом суммарная холодопроизводительность принятого числа машин должна равняться вычесленному по формуле (2.19) значению Qх.с .

Вентиляторные агрегаты.

Для комплектации центральных систем кондиционирования воздуха используют вентиляторные агрегаты одностороннего и двустороннего всасывания.

Принимаем вентилятор ВР-86-77-5:

Диаметр колеса D = Dном;

Потребляемая мощность N = 2,2 кВт;

Число оборотов n = 1420 об./мин;

Двигатель АИР90L4.

КОМПОНОВКА И ТЕПЛОХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ

ЦЕНТРАЛЬНЫХ КОНДИЦИОНЕРОВ.

Центральные кондиционеры КД и КТЦ собираются из типовых рабочих и вспомогательных секций. На рис.5.1 показана компоновка кондиционера, работающего с первой рециркуляцией. Наружный воздух через приемный клапан поступает в смесительную секцию, где смешивается с удаляемым из помещения рециркуляционным воздухом. Смесь воздуха очищается от пыли в фильтре и поступает в воздухонагреватель первой ступени. Подогретый воздух подвергается тепловлажностной обработке в секции оросительной камеры и нагревается в секции воздухонагревателя второго подогрева. Обработанный в кондиционере воздух подается в обслуживаемое помещение с помощью вентиляторного агрегата.

Рабочие секции (воздухонагреватели, фильтр, камера орошения) соединяются между собой с помощью секций обслуживания, а вентиляторный агрегат – с помощью присоединительной секции. Рабочие и вспомогательные секции устанавливаются на подставках. Расход рециркуляционного воздуха регулируется воздушным клапаном, а количество наружного – приемным клапаном. Регулирование расхода теплоносителя через секции воздухонагревателей производится регуляторами расхода. Удаление воздуха из системы теплоснабжения осуществляется через воздухосборники.

В теплый период года для охлаждения поступающей в камеру орошения воды используется холодильная установка, в состав которой входят: компрессор, конденсатор, испаритель и регулирующий вентиль. Циркуляция холодоносителя обеспечивается насосной группой. Переключение камеры орошения с политропического режима на диабатический производится трехходовым смесительным клапаном.

Библиографический список

1. СНиП 2.04.05-91* Отопление, вентиляция и кондиционирование. М.: ГУП ЦПП, 2001. 74 с.

2. Иванов Ю.А., Комаров Е.А., Макаров С.П. Методические указания по выполнению курсовой работы "Проектирование кондиционирования воздуха и холодоснабжение". Свердловск: УПИ, 1984. 32 с.

3. Справочник проектировщика. Под ред. Староверова И.Г. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть2. Вентиляция и кондиционирование воздуха. М.: Стройиздат. 1978. 502с.

Кондиционирование универсама

Похожие материалы