Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха

Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха Введение 1 Выбор расчетных параметров наружного и внутреннего воздуха 1. 1 Расчетные параметры наружного воздуха 1. 2 Расчетные параметры внутреннего воздуха 2. 1 Расчет теплопоступлений 2. 1. 1 Расчет теплопоступлений от людей и покрытия за счет солнечной радиации 2. 1. 4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения разности температур наружного и внутреннего воздуха 2. 2 Расчет влаговыделений 2. 3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении 3 Расчет системы кондиционирования воздуха 3. 1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха 3. 2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и рабочей разности температур 3. 3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха 3. 4 Определение количества наружного воздуха 3. 5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха 3. 5. 1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для теплого периода года 3. 5. 2Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для холодного периода года 3. 6 Определение потребности теплоты и холода в системах 3. 7 Выбор марки кондиционера и его компоновка 3. 8 Расчеты и подбор элементов кондиционера 3. 8. 1 Расчет камеры орошения 3. 8. 2 Расчет воздухонагревателей 3. 8. 4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования воздуха 3. 9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха 3. 10 Подбор насоса для камеры орошения 3. 11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения 4 УНИРС – Расчет СКВ на ЭВМ Список использованных источников Приложение А - Jd-диаграмма. Теплый период года Приложение Г – Схема холодоснабжения Приложение Д – Спецификация Приложение Е – План на отметке – 2. 000 целью обеспечения оптимальных условий наиболее благоприятных для самочувствия людей, ведения технологического процесса, обеспечение сохранности ценностей культуры. Кондиционирование подразделяется на три класса: 1. Для обеспечения метеорологических условий, требуемых для технологического процесса при допускаемых отклонениях за пределами расчетных параметров наружного воздуха. В среднем 100 часов в год при круглосуточной работе или 70 часов в год при односменной работе в дневное время. 2. Для обеспечения оптимальных, санитарных или технологических норм при допускаемых отклонениях в среднем 250 часов в год при круглосуточной работе или 125 часов в год при односменной работе в дневное время. 3. Для обеспечения допустимых параметров, если они не могут быть обеспечены вентиляцией, в среднем 450 часов в год при круглосуточной работе или 315 часов в год при односменной работе в дневное время. Оптимальные параметры воздуха обеспечивают сохранение нормативного и функционального теплового состояния организма, ощущение теплового комфорта и предпосылки для высокого уровня работоспособности. понижение работоспособности. Допустимые условия, как правило, применяют в зданиях, оборудованных только системой вентиляции. Оптимальные условия обеспечивают регулируемые системы кондиционирования (СКВ). Таким образом СКВ применяют для создания и поддержания оптимальных условий и чистоты воздуха в помещениях круглогодично. В данной курсовой работе кондиционируемое помещение – это зрительный зал городского клуба на 500 мест в городе Одесса. Высота этого помещения – 6,3 м, площадь пола –289 м2 , площадь чердачного покрытия –289 м2 , объем помещения – 1820,7 м3 . Расчетные параметры наружного воздуха. Расчетные параметры наружного воздуха выбирают в зависимости от географического расположения объекта. Таблица 1 – Расчетные параметры наружного воздуха. Период года Барометри- ратура, °С кДж/кг Относи- тельная влаж-ность, % Влаго- содержа- Ско-рость ветра, м/с теплый 1010 26,6 60 70 13,1 3,3 холодный 1010 -18 90 0,8 11 Расчетные параметры внутреннего воздуха. Таблица 2 – Расчетные параметры внутреннего воздуха. Период года Темпе- ратура, °С Удельная энтальпия, кДж/кг Относи- тельная влаж-ность, % содержа- ние, г/кг м/с Теплый 22 43 50 8,3 0,3 20 45 45 9,8 0,3 Целью составления тепловых и влажностных балансов помещения является определение тепло- и влагоизбытков в помещении, а также углового коэффициента луча процесса, который используют при графоаналитическом методе расчета СКВ. Балансы тепла и влаги составляют отдельно для теплого и холодного периодов года. Источниками тепловыделений в помещении могут быть люди, искусственное освещение, солнечная радиация, пища, оборудование, а также теплопоступления через внутренние и внешние ограждения или через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха. 2. 1. 1 Расчет теплопоступлений от людей пол , Вт, определяют по формуле Qпол = qпол где qпол – количество полного тепла, выделяемого одним человеком, Вт; n – число людей, чел. Qяв = qяв ·n,(2) где qяв n – число людей, чел. - для холодного периода Qпол = 120·285 = 34200 Вт Qяв - для теплого периода Qпол = 80·285 =22800 Вт Qяв = 78·285 = 22230 Вт 2. 1. 2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения Теплопоступления от искусственного освещения Qосв , Вт, определяют по формуле Qосв = qосв ·Е·F,(3) F – площадь пола помещения, м2 ; qосв2 ·лк). Qосв = 0,067·400·289 = 7745,2 Вт 2. 1. 3 Расчет теплопоступлений за счет солнечной радиации Солнечная радиация Qр 2. 1. 4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения Qогр = kст ·Fст (tн – tв ) + kпок ·Fпок (tн – tв ), (4) где ki2 ·К); Fi – площадь поверхности ограждения, м2 ; tн , tв Qогр = 0,26·289(26,6-22) = 345,6 Вт 2. 1. 5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы Расчет теплопоступлений в помещение через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха определяют по формуле Qо. п. = [(tн – tв )/Ro ]Fобщ ,(5) где Ro – термическое сопротивление остекленных проемов, (м2 ·К)/Вт, которое определяется по формуле Ro = 1/kокна (6) Fобщ – общая площадь остекленных проемов, м2 . Qо. п = 0 Вт, так как нет остекленных проемов. Таблица 3 – Тепловой баланс помещения в различные периоды года Период Года Тепловыделения, Вт от людей, Qпол от искус-ствен- ного осве- осв от солнеч-ной радиа- ции, Qр через ограж-дения, Qогр через остеклен-ные проемы, Qо. п. ΣQ, Вт Теплый 22800 7745,2 9400 345,6 0 40290,8 холодный 34200 7745,2 - - - Поступление влаги в помещение происходит от испарений с поверхности кожи людей и от их дыхания, со свободной поверхности жидкости, с влажных поверхностей материалов и изделий, а также в результате сушки материалов, химических реакций, работы технологического оборудования. Влаговыделения от людей Wл Wлл ·n·10-3 , (7) где wл – влаговыделение одним человеком, г/ч; n – число людей, чел. Wл хол = 40·285·10-3 = 11,4 кг/ч Wл тепл = 44·285·10-3 = 12,54 кг/ч 2. 3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении На основании расчета тепловлажностных балансов определяют угловой коэффициент луча процесса в помещении для теплого εт и холодного εх периодов года, кДж/кг εт = (ΣQтт ,(8) εх = (ΣQх ·3,6)/Wх .(9) Численные величины εт и εх характеризуют тангенс угла наклона луча процесса в помещении. εт εх = (41945,2·3,6)/11,4 = 13246 3 РАСЧЕТ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА 3. 1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха позволяет уменьшить расход тепла и холода. Принятие окончательного решения по выбору принципиальной схемы обработки воздуха производят после определения производительности СКВ и расхода наружного воздуха. 3. 2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и рабочей разности температур. По гигиеническим показателям и равномерности распределения параметров в рабочей зоне для большинства кондиционируемых помещений наиболее приемлемой является подача приточного воздуха с наклоном в рабочую зону на уровне 4…6 м и с удалением общеобменной вытяжки в верхней зоны. 1. Определяем допустимый перепад температур Δtдоп = 2°С. tп = tв - Δtдоп (10) tп теп = 22 – 2 = 20°С, tп хол = 20 – 2 = 18 °С. 3. Определяем температуру уходящего воздуха tув + grad t(H – h),(11) где gradt – градиент температуры по высоте помещения выше рабочей зоны, °С; Градиент температуры по высоте помещения определяют в зависимости от удельных избытков явного тепла в помещении qя, Вт qя = ΣQ/Vпом = (ΣQп -Qп + Qя )/ Vпом (12) qя тепл = (40290,8 – 22800 + 22230)/1820,7 = 21,8 Вт gradt = 1,2; qя хол = (41945,2 – 34200 + 25650)/ 1820,7 = 18,3 Вт gradt = 0,3. tу тепл tу хол = 20 + 0,3(6,3 – 1,5) = 21,44°С. 4. Определяем рабочую разность температур Δtр = tу - tп (13) Δtр тепл Δtр хол = 21,44 – 18 = 3,44°С. Для систем кондиционирования воздуха различают полную производительность G, учитывающую потерю воздуха на утечку в сетях приточных воздуховодов, кг/ч, и полезную производительность Gп , используемую в кондиционируемых помещениях, кг/ч. Полезную производительность СКВ определяем по формуле Gп = ΣQт /[(Jу – Jп где ΣQт Jуп – удельная энтальпия уходящего и приточного воздуха в теплый период года, кДж/кг. Gп = 40290,8/[(51 – 40) )·0,278] = 13176кг/ч. Полную производительность вычисляем по формуле G = Кп ·Gп где Кп – коэффициент, учитывающий величину потерь в воздуховодах. G = 1,1·13176= 14493,6 кг/ч. Объемную производительность систем кондиционирования воздуха L, м3 /ч, находим по формуле L = G/ρ,(16) где ρ – плотность приточного воздуха, кг/м3 ρ = 353/(273+tп )(17) ρ = 353/(273+20) = 1,2кг/м3 ; L = 14493,6 /1,2 = 12078 м3 /ч. Количество наружного воздуха, используемого в СКВ, влияет на затраты тепла и холода при тепловлажностной обработке, а также на расход электроэнергии на очистку от пыли. В связи с этим всегда следует стремиться к возможному уменьшению его количества. Минимально допустимое количество наружного воздуха в системах кондиционирования воздуха определяют, исходя из требований: - обеспечения требуемой санитарной нормы подачи воздуха на одного человека, м3 /ч Lн ΄ = l·n,(18) 3 /ч; n – число людей в помещении, чел. Lн ΄ = 25·285 = 7125 м3 /ч; - компенсации местной вытяжки и создания в помещении избыточного давления Lн ΄΄ = Lмо + Vпом ·К΄΄ , (19) где Lмо3 /ч; Vпом – объем помещения, м3; ΄΄-кратность воздухообмена. Lн ΄΄ = 0 + 1820,7·2 = 3641,4 м3 н΄ и Lн ΄΄ и принимаем для дальнейших расчетов Lн ΄ = 7125 м3 /ч. Определяем расход наружного воздуха по формуле Gнн ·ρн , (20) ρн – плотность наружного воздуха, кг/м3 . Gн =7125·1,18 = 8407,5 кг/ч. Проверяем СКВ на рециркуляцию: 1. G > Gн >8407,5кг/ч, условие выполняется. 2. Jу < Jн 51кДж/кг < 60 кДж/кг, условие выполняется. 3. В воздухе не должны содержаться токсичные вещества. Примечание: все условия выполняются, поэтому применяем схему СКВ с рециркуляцией. Принятый расход наружного Lн должен составлять не менее 10% от общего количества приточного воздуха, то есть должно выполняться условие Gн ≥ 0,1G ≥ 0,1· 14493,6 8407,5кг/ч ≥ 1449,36 кг/ч, условие выполняется. 3. 5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха на J - d диаграмме 3. 5. 1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для теплого периода года а) нахождение на J-d диаграмме положения точек Н и В, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в таблицах 1 и 2; εт ; в) определение положения других точек: - т. П ( то есть состояние приточного воздуха), которая лежит на пересечении изотермы tп с лучом процесса; - т. П΄ ( то есть состояние приточного воздуха на выходе из второго воздухонагревателя ВН2), для чего от т. П вертикально вниз откладывают отрезок в 1°С ( отрезок ПП΄ характеризует нагрев приточного воздуха в воздуховодах и вентиляторе); - т. О ( то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), для чего от т. П΄ вниз по линии d = const проводят линию до пересечения с отрезком φ = 90% ( отрезок ОП΄ характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2); - т. У ( то есть состояние воздуха, уходящего из помещения), лежащей на пересечении изотермы tу с лучом процесса ( отрезок ПВУ характеризует ассимиляцию тепла и влаги воздухом в помещении); - т. У΄ ( то есть состояние рециркуляционного воздуха перед его смешиванием с наружным воздухом), для чего от т. У по линииd = const откладывают вверх отрезок в 0,5 °С ( отрезок УУ΄ характеризует нагрев уходящего воздуха в вентиляторе); - т. С ( то есть состояние воздуха после смешивания рециркуляционного воздуха с наружным воздухом). Точки У΄ и Н соединяют прямой. Отрезок У΄Н характеризует процесс смешивания рециркуляционного и наружного воздуха. Точка С находится на прямой У΄Н ( на пересечении с Jс ). Удельную энтальпию Jс , кДж/кг, точки С вычисляем по формуле Jсн · Jн + G1ру΄ )/ G, (21) гдеJн Jс – удельная энтальпия воздуха, образовавшегося после смешения наружного и рециркуляционного, кДж/кг; G1р – расход воздуха первой рециркуляции, кг/ч G1р =G - Gн G1р Jс = (8407,5 ·60+6086,1 ·51)/ 14493,6= 56,4 кДж/кг Точки С и О соединяют прямой. Получившийся отрезок СО характеризует политропический процесс тепловлажностной обработки воздуха в оросительной камере. На этом построение процесса СКВ заканчивают. Параметры базовых точек заносим по форме в таблицу 4. 3. 5. 2 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для холодного периода года Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для холодного периода года приведена в приложении Б. а) нахождениенаJ-d диаграмме положения базовых точек В и Н, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в табл. 1, 2; εх ; в) определение положения точек П, У, О: у - т. П, расположенной на пересечении изоэнтальпы Jп с лучом процесса; численное значение удельной энтальпии Jп приточного воздуха для холодного периода года вычисляют предварительно из уравнения Jп = Jу – [ΣQх /(0,278·G)],(23) гдеJу Qх – суммарные полные теплоизбытки в помещении в холодный период года, Вт; G – производительность СКВ в теплый период года, кг/ч. Jп = 47 - [41945,2/(0,278·14493,6)] = 38,6 кДж/кг Отрезок ПВУ характеризует изменение параметров воздуха в помещении. п с линией φ = 90%; отрезок ОП характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2; - т. С (то есть состояние воздуха после смешения наружного воздуха, прошедшего нагрев в первом воздухонагревателе ВН1, с уходящим из помещения воздухом), расположенной на пересечении изоэнтальпы Jо с линией dс dс = (Gнн + G1р · dу dс = (8407,5· 0,8 + 6086,1 · 10)/ 14493,6= 4,7 г/кг. - т. К, характеризующей состояние воздуха на выходе из первого воздухонагревателя ВН1 и находящейся на пересечении dн (влагосодержание наружного воздуха) с продолжениемпрямой УС. Параметры воздуха для базовых точек заносим по форме в таблицу 5. Таблица 5 – Параметры воздуха в базовых точках в холодный период года Базовая Точка Параметры воздуха температура t, °С энтальпия J, кДж/кг Влагосодержание d, г/кг влажность φ, % П 13,8 38,6 9,2 85 В 20 45 9,8 68 У 21,44 47 10 62 О 14,2 37 9,2 90 С 25 37 4,8 25 Н -18 -16,3 0,8 90 К 28 30 0,8 4 3. 6 Определение потребности теплоты и холода в системах кондиционирования воздуха В теплый период года расход теплоты во втором воздухонагревателе, Вт Qт ВН2 = G(J΄ - Jо )·0,278, (25) где Jп΄ - удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя, кДж/кг; Jо - удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель, кДж/кг. Qт ВН2 = 14493,6 (38 – 32,2)·0,278 = 23369,5 Вт Расход холода для осуществления процесса охлаждения и осушки, Вт, определяем по формуле Qохл = G(Jс - Jо )·0,278,(26) где Jс -удельная энтальпия воздуха на входе в оросительную камеру, кДж/кг; Jо - удельная энтальпия воздуха на выходе из оросительной камеры, кДж/кг. Qохл = 14493,6 (56,7 – 32,2)·0,278 = 47216 Вт Количество сконденсировавшейся на воздухе влаги, кг/ч WК = G(dс - dо )·10-3 ,(27) гдеdс – влагосодержание воздуха на входе в оросительную камеру, г/кг; dо - влагосодержание воздуха на выходе из оросительной камеры, г/кг. WК = 14493,6 (11,5 – 8)·10-3 = 50,7 кг/ч В холодный период года расход теплоты в первом воздухонагревателе, Вт Qх ВН1 = G(Jк - Jн )·0,278, гдеJк – удельная энтальпия воздуха на выходе из первого воздухонагревателя, кДж/кг; Jн - удельная энтальпия воздуха на входе в первый воздухонагреватель, кДж/кг. Qх ВН1 = 14493,6 (30- (-16,3))·0,278=18655,3 Вт Qх ВН2 = G(Jп - Jо )·0,278,(28) гдеJп – удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя в холодный период года, кДж/кг; Jо -удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель в холодный период года, кДж/кг. Qх ВН2 Расход воды на увлажнение воздуха в оросительной камере (на подпитку оросительной камеры), кг/ч WП = G(dо – dс )·10-3 (29) WП = 14493,6 (9,2 – 4,8)·10-3 = 63,8 кг/ч. 3. 7 Выбор марки кондиционера и его компоновка Кондиционеры марки КТЦЗ могут работать в двух режимах производительности по воздуху: - в режиме максимальной производительности Кондиционеры марки КТЦЗ изготавливают только по базовым схемам компоновки оборудования или с их модификациями, образующимися путем доукомплектования необходимым оборудованием, замены одного оборудования другим или исключения отдельных видов оборудования. Индекс кондиционера марки КТЦЗ определяют с учетом полной объемной производительности. L·1,25 = 12078·1,25 = 15097,5 м3 /ч Выбираем кондиционер марки КТЦЗ – 20. 3. 8 Расчеты и подбор элементов кондиционера 3. 8. 1 Расчет камеры орошения Расчет ОКФЗ производим по методике ВНИИКондиционер. а) теплый период Определяем объемную производительность СКВ L =12078м3 /ч Принимаем оросительную камеру типа ОКФЗ – 10, индекс 01, исполнение 1, общее число форсунок nф Определяем коэффициент адиабатной эффективности процесса с учетом характеристик луча процесса камеры по формуле Еа = ( J12 )/( J1 – Jпр ),(30) где J1 , J2 – энтальпия воздуха на входе, на выходе из камеры, соответственно, кДж/кг; Jпр -энтальпия предельного состояния воздуханаJ-d диаграмме, кДж/кг. Еа = ( 56,7 – 32,2 )/( 56,7 – 21 ) = 0,686 Коэффициент орошения определяем из графической зависимости Еаμ). Также графическим путем по значению μ находим численное значение коэф- фициента приведенной энтальпийной эффективности Еп . μ = 1,22 Еп = 0,42 Определяем относительный перепад температур воздуха Θ = 0,33·сw ·μ·(1/ Еп – 1/ Еа Θ = 0,33·4,19·1,22·(1/ 0,42 – 1/ 0,686) = 1,586 Вычисляем начальную температуру воды в камере tw 1в пр -Θ(J12 )/ сwμ, (32) где tв пр – предельная температура воздуха, °С. tw 1 Рассчитываем конечную температуру воды (на выходе из камеры) по формуле tw 2 = tw 1 + (J1 – J2 )/ сwμ(33) tw 2 Определяем расход разбрызгиваемой воды Gw = μ·G(34) Gw = 1,22·14493,6 = 17682,2 кг/ч (~17,7 м3 /ч) gфw /nф gф = 17682,2 /42 = 421 кг/ч Необходимое давление воды перед форсункой определяем по формуле ΔРф = (gф /93,4)1/0,49 (36) ΔРф = (421/93,4) = 21,6 кПа Устойчивая работа форсунок соответствует 20 кПа ≤ ΔРф ≤ 300кПа. Условие выполняется. Расход холодной воды от холодильной станции определяют по формуле Gw ххол / сw (tw 1 - tw 2 Gw х = 47216/ 4,19(9,11 – 3,32) = 4935,8 кг/ч (~4,9м3 б) холодный период В этот период года ОКФЗ работает в режиме адиабатического увлажнения воздуха. Еа1 – t2 )/( t1 – tм1 )(38) Еа = ( 25 – 14,2 )/( 25 –13,1 ) = 0,908 Коэффициент орошения определяем из графической зависимости Еа =f(μ). Также графическим путем по значению μ находим численное значение коэф- фициента приведенной энтальпийной эффективности Еп . μ = 1,85 Еп Вычисляем расход разбрызгиваемой воды по формуле (34) Gw = 1,85·14493,6 = 26813,2 кг/ч (~26,8 м3 /ч) Определяем производительность форсунки по формуле (35) gф Определяем требуемое давление воды перед форсунками по формуле (36) ΔРф = (638/93,4)1/0,49 = 50,4 кПа Вычисляем расход испаряющейся воды в камере по формуле Gw исп = G(doс-3 (39) Gw исп = 14493,6 (9,2– 4,8)·10-3 = 63,8 кг/ч Как видно из расчета, наибольший расход воды (26,8 м3 /ч) и наибольшее давление воды перед форсунками (50,4 кПа) соответствуют холодному периоду года. Эти параметры принимаются за расчетные при подборе насоса. 3. 8. 2 Расчет воздухонагревателей Также раздельно производят расчет воздухонагревателей первого и второго подогрева. Целью расчета воздухонагревателей является определение требуемой и располагаемойповерхностей теплопередачи и режима их работы. При поверочном расчете задаются типом и числом базовых воздухонагревателей, исходя из марки центрального кондиционера, то есть вначале принимают стандартную компоновку, а расчетом ее уточняют. ВН1 - холодный период При расчете вычисляют: - теплоту, необходимую для нагрева воздуха, Вт Qвоз = 18655,3Вт; Gw = 3,6Qвоз /4,19(tw н – tw к ) = 0,859Qвоз /(tw н – tw к Gw =0,859·18655,3/(150 – 70) = 200,3 кг/ч; В зависимости от марки кондиционера выбирают число и тип базовых теплообменников, для которых вычисляют массовую скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м2 ·с): ρv = Gвоз /3600·fвоз ,(41) гдеfвоз – площадь живого сечения для прохода воздуха в воздухонагревателе, м2 ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м2 ·с); w = Gw /(ρw ·fw ·3600), (42) где ρw – плотность воды при ее средней температуре, кг/м3 ; fw – площадь сечения для прохода воды, м2 . w = 200,3/(1000·0,00148·3600) = 0,038 м/с. Принимаем скорость, равную 0,1 м/с - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 К = а(ρv)q wr ,(43) где а, q, r – коэффициенты К = 28(1,94)0,448 0,10,129 = 27,8 Вт/(м2 Δtср = (tw н + tw к )/2 – (tн + tк )/2 (44) Δtср 2 Fтр = QвозΔtср ) (45) Fтр = 18655,3/(27,8· 35) = 19,2 м2 При этом необходимо выполнять следующее условие: между располагаемой поверхностьюFр (предварительно выбранным воздухонагревателем) и требуемой поверхностью Fтр запас поверхности теплообмена не должен превышать 15% [(Fртр )/ Fтр ]·100≤15%(46) Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН1 с запасом. ВН2 а) холодный период Qвоз = 6447 Вт; - расход горячей воды, кг/ч, по формуле (40) Gw =0,859·6447/(150 – 70) = 69,2 кг/ч; В зависимости от марки кондиционера выбирают число и тип базовых теплообменников, для которых вычисляют массовую скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м2 ·с), по формуле (41) ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м2 ·с); w = 69,2 /(1000·0,00148·3600) = 0,013 м/с. Принимаем скорость, равную 0,1 м/с. - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 ·К), по формуле (43) 0,448 0,10,129 = 27,8 Вт/(м2 ·К); - среднюю разность температур между теплоносителями, по формуле (44) Δtср = (150 + 70)/2 – (13,8 +14,2)/2 = 26°С - требуемую площадь теплообмена, м2 Fтр = 6447/(27,8· 26) = 8,9 м2 [(36,8 – 8,9)/ 8,9]·100 =313% Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН2 с запасом. По выше предложенным формулам (40)-(46) делаем перерасчет для теплого периода Qвоз = 23369,5 Вт; Gw =0,859·23369,5 /(70 – 30) = 501,8 кг/ч ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м2 ·с); w = 501,8 /(1000·0,00148·3600) = 0,094 м/с. К = 28(1,94)0,448 0,10,129 = 27,88 Вт/(м2 ·К); Δtср = (30 + 70)/2 – (12 +19)/2 = 34,5 °С Fтр2 При этом необходимо выполнять следующее условие: между располагаемой поверхностьюFр (предварительно выбранным воздухонагревателем) и требуемой поверхностью Fтр запас поверхности теплообмена не должен превышать 15% [(36,8 – 24,3)/ 24,3]·100 = 51% Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН2 с запасом. 3. 8. 3 Подбор воздушных фильтров Для очистки воздуха от пыли в СКВ включают фильтры, конструктивное решение которых определяется характером этой пыли и требуемой чистотой воздуха. Выбор воздушного фильтра осуществляют согласно [ 2, кн. 2]. Исходя из имеющихся данных выбираем фильтр ФР1-3. 3. 8. 4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования воздуха Полное аэродинамическое сопротивление СКВ находят по формуле РсΔРпк +ΔРф +ΔРв1 +ΔРок + ΔРв2 + ΔРпр +ΔР , (47) ΔРпк – сопротивление приемного блока, Па ΔРпкΔhпк ·(L/Lк )1,95 (48) (здесь L – расчетная объемная производительность СКВ, м3 Lк3 /ч; Δhпк – сопротивление блока при номинальной производительности кондиционера (Δhпк = 24 Па), Па); ΔРпк = 24·(12078/20000)1,95 = 8,98 Па; ΔРфΔРф = 300 Па), Па; ΔРв1 – аэродинамическое сопротивление первого воздухонагревателя, Па; ΔРв1 = 6,82 (ρv)1,97 ·R ΔРв1 = 6,82 (1,94)1,97 ·0,99 = 24,9 Вт. ΔРв2 – аэродинамическое сопротивление второго воздухонагревателя, Па ΔРв2 = 10,64·(υρ)1,15 ·R,(49) (здесь R – коэффициент, зависящий от среднеарифметической температуры воздуха в воздухонагревателе); ΔРв2 = 10,64·(1,94)1,15 ·1,01 = 23,03 Па; ΔРок – аэродинамическое сопротивление оросительной камеры, Па ΔРок = 35·υок 2 ,(50) (здесь υок – скорость воздуха в оросительной камере, м/с); ΔРок = 35·2,52 = 218,75 Па; ΔРпр – аэродинамическое сопротивление присоединительной секции, Па ΔРпр = Δhпр (L/Lк )2 (здесьΔhпр – сопротивление секции при номинальной производительности (Δhпр = 50 Па), Па); ΔРпр = 50(12078/20000)2 = 18,2 Па; ΔРв. в – аэродинамическое сопротивление в воздуховодах и воздухораспределителях (ΔРв. в = 200 Па), Па. Рс = 8,98 + 300 +24,9+218,75+ 23,03 + 18,2 +200 = 793,86 Па. 3. 9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха Исходными данными для подбора вентилятора являются: - производительность вентилятора L, м3 - условное давление, развиваемое вентилятором Ру , Па, и уточняемое по формуле Рус [(273+tп )/293]·Рн /Рб , (52) где tп – температура приточного воздуха в теплый период года, °С; Рн – давление воздуха в нормальных условиях (Рн = 101320 Па), Па; Рб – барометрическое давление в месте установки вентилятора, Па. Ру = 793,86 [(273+20)/293]·101230/101000 = 796 Па. Исходя из полученных данных подбираем вентилятор В. Ц4-75 исполнение Е8. 095-1. nв = 950 об/мин ŋ = 87% Nу m = 301 кг. Подбор насоса осуществляют с учетом расхода жидкости и требуемого ора. Расход жидкости должен соответствовать максимальному объемному расходу циркулирующей воды в оросительной камере, м3 /ч Lw = Gw max /ρ,(53) гдеGw max – массовый максимальный расход воды в ОКФ, кг/ч; ρ – плотность воды, поступающей в ОКФ, кг/м3 . Lw = 26813,2 /1000 = 26,8 м3 /ч тр , м вод. ст., определяют по формуле Нтр = 0,1Рф + ΔН, (54) где Рф ΔН – потери напора в трубопроводах с учетом высоты подъема к коллектору (для оросительных камер ΔН = 8 м вод. ст.), м вод. ст.. Нтр Параметры подобранного насоса: - наименование: КК45/30А; 3 - КПД 70%. Параметры подобранного электродвигателя: - тип А02-42-2; - мощность 3,1 кВт. Целью расчета основного оборудования системы холодоснабжения является: - вычисление требуемой холодопроизводительности и выбор типа холодильной машины; - нахождение режимных параметров работы холодильной машины и проведение на их основе поверочного расчета основных элементов холодильной установки-испарителя и конденсатора. Расчет осуществляется в следующей последовательности: Qхохл ,(55) гдеQохл – расход холода, Вт. Qх = 1,15·47216= 59623,4 Вт б) с учетом величины Qх выбираем тип холодильной машины МКТ40-2-1. в) определяем режим работы холодильной машины, для чего вычисляем: - температуру испарения холодильного агента, °С tи = (tw к +tх )/2 – (4…6), (56) где tw к – температура жидкости, выходящей из оросительной камеры и поступающей в испаритель, °С; tх – температура жидкости, выходящей из испарителя и поступающей в оросительную камеру, °С. - температуру конденсации холодильного агента, °С tк = tw к2 +Δt,(57) где tw к2 – температура воды, выходящей из конденсатора, °С tw к2w к1 +Δt (58) w к1 – температура воды, поступающей в конденсатор, °С (Δt = 4…5°С); при этомtк не должна превышать +36°С.) tw к1 = tмн + (3…4),(59) где tмн – температура наружного воздуха по мокрому термометру в теплый период года, °С. tи = (3,32+9,11)/2 – 4 = 2,215°С tмн tw к1 = 10,5 + 4 = 10,9°С tw к2 =10,9 + 5 = 15,9°С tк = 15,9 + 5 = 20,9 °С - температуру переохлаждения жидкого хладагента перед регулирующим вентилем, °С tпер = tw к1 + (1…2) tпер - температуру всасывания паров холодильного агента в цилиндр компрессора, °С tвс = tи + (15…30),(60) где tи – температура испарения холодильного агента, °С tвс = 0,715+25 = 25,715 °С г) производят поверочный расчет оборудования, для чего вычисляют: - поверхность испарителя по формуле Fиохл /Ки ·Δtср. и ,(61) где Кии = (350…530)Вт/м2 ·К); Δtср. и – средняя разность температур между теплоносителями в испарителе, определяемая по формуле Δtср. и = (Δtб – Δtм )/2,3lg ΔtбΔtм (62) Δtб = Δtw 2 - tи (63) Δtб = 9,11 – 2,215 =6,895 °С (64) Δtм =3,32 – 2,215 = 1,105°С Δtср. и = (6,895– 1,105)/2,3lg6,895 / 1,105= 3,72 °С Fи = 47216/530·3,72 = 23,8 м2 Расчетную поверхность Fи сравниваем с поверхностью испарителя Fи `, приведенной в технической характеристике холодильной машины; при этом следует выполнить условие Fи ≤ Fи ` 23,8 м2 < 24 м2 - поверхность конденсатора по формуле Fкк /Кк ·Δtср. к ,(65) где Qк – тепловая нагрузка на конденсатор, Вт Qк = Qх + Nк. ин ,(66) (здесьNк. ин – потребляемая индекаторная мощность компрессора; с некоторым запасом индекаторную мощность можно принимать равной потребляемой мощности компрессора, Вт); Кк – коэффициент теплопередачи кожухотрубного конденсатора, работающего на хладоне 12 (Кк = (400…650) Вт/м2 ·К); Δtср. к – средняя разность температур между теплоносителями в конденсаторе, определяемая по формуле, °С Δtср. к = (Δtб – Δtм )/2,3lg Δtб / Δtм (67) Δtб = tк - tw к1 (68) Δtб = 20,9 – 3,32 = 17,58°С Δtм = tк - tw к2 (69) Δtм = 20,9 – 9,11 = 11,79 °С Δtср. к = (17,58 – 11,79)/2,3lg17,58/11,79 = 14 ° С Qк = 59623,4 + 19800 = 79423,4 Вт Fк = 79423,4 /400·14= 14,2 м2 Расчетную поверхность конденсатора Fк сравниваем с поверхностью конденсатора Fк `, числовое значение которой приведено в технической характеристике холодильной машины, при этом следует выполнить условие Fк ≤ Fк ` 2≤ 16,4 м2 – условие выполняется. Расход воды в конденсаторе, кг/с, вычисляют по формуле W = (1,1· Qк )/cw ·( tw к2 - tw к1 ),(70) где cw – удельная теплоемкость воды (cw W = (1,1· 79423,4)/4190·( 9,11– 1,32) = 2,6 кг/с. Список использованных источников 1. СНиП 2. 04. 05-91. Отопление, вентиляция и кондиционирование. – М.: Стройиздат, 1991. перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992. Кн. 1, 2. Ч. 3.