Кондиционирование универсама

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, tв оС
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
Gнmin < G3 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 λс – коэффициенты подачи компрессора при стандартном режиме λс=0,76
λр – 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

20

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; φ=40%;

для холодного периода года

tв= 22°С; Iв= 39 кДж/кг; φ=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 – Δt , °С (2.2)
где Δt – температурный перепад, согласно [2] принимаем Δt = 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 ρв – плотность воздуха, ρв = 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

По избыткам явной теплоты G1
По избыткам влагиG2
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 =ρвnl, 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 < 6000
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 – Δd ,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

ΔР = 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 ;
ρw – средняя плотность воды в теплообменнике, принимаемая для воздухонагревателей первого и второго подогрева соответственно951 и 988 кг/м3 и для воздухоохладителей ρw = 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)

ΔНу = Аω2 , 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

ΔРу = 7,5(ρν)ф1,97R2 Z’у ,Па, (4.18)

с двухрядными теплообменниками

ΔРу = 11,7(ρν)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
м/с

Схема 2
м2
м/с
м/с

Схема 4
м2
м/с
м/с
Для дальнейших расчетов выбираем схему 4.

ΔНу = 26,683 х 0,372 =3,65 кПа,
ΔРу = 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.
Температуру кипения хладагента в испарителе следует принимать не ниже 2°С, причем температура воды, выходящей из испарителя, не должна быть ниже 6 °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;
λс , λр – коэффициенты подачи компрессора при стандартном и рабочем режимах;
qvc , qvp – объемная холодопроизводительность при стандартном и рабочем режимах, кДж/м3.
Коэффициент λс принимается равным λс=0,76, а величина λр 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.
«