Реферат: 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 Q_ср = 14,5 кВт,

от освещения Q_осв =12,6 кВт,

от оборудования Q_об = 0

Влаговыделения от оборудования W_об = 0

Теплоноситель – горячая вода для ХПГ ₁=150 ^оС, ₂=70 ^оС, для ТПГ `<sub>1</sub>=70 <sup>о</sup>С, `₂=50 ^оС.

табл. 1

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:

Q_л^яТ = q_я • n = 0,075 • 400 = 30 кВт,

где q_я – поток теплоты, выделяемый одним человеком,

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

Теплопоступления от людей для ХПГ:

Q_л^яХ = q_я • n = 0,1 • 400 = 40 кВт,

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

Теплоизбытки помещения для ТПГ:

Q_я^Т = Q_л^я + Q_ср + Q_осв + Q_об = 30 + 14,5 + 12,6 + 0 = 57,1 кВт

Теплоизбытки помещения для ХПГ:

Q_я^Х = Q_л^я + Q_осв + Q_об = 40 + 12,6 + 0 = 52,6 кВт

Температура приточного воздуха для ТПГ:

t_п = t_в - 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:

t_п = t_в - t = 20 – 6 = 14 ^оС,

Воздухообмен по избыткам явной теплоты для ТПГ:

G₁^Т = 3600 • Q_я / с_в (t_в – t_п) = 3600 • 57,1 / 1 • (24-18) = 34 260 кг/ч

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

Воздухообмен по избыткам явной теплоты для ХПГ:

G₁^Х = 3600 • Q_я / с_в (t_в – t_п) = 3600 • 52,6 / 1 • (20-14) = 31 560 кг/ч

2.2. Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги

Избыточные влаговыделения в помещении для ТПГ:

W^Т = g_w • n + 1000 • Wоб = 105 • 400 + 1000 • 0 = 42 000 г/ч

где g_w – влаговыделения одним человеком

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

Избыточные влаговыделения в помещении для ХПГ:

W^Х = g_w • n + 1000 • Wоб = 75 • 400 + 1000 • 0 = 30 000 г/ч

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

Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги для ТПГ:

G₂^Т = W^Т / (d_в – d_п) = 42 000 / (11,2-6,2) = 8 400 кг/ч

Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги для ХПГ:

G₂^Х = W^Х / (d_в – d_п) = 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 СО<sub>2</sub> при легкой работе z` = 45 г/ч

Воздухообмен по вредным выделениям:

G₃ =  • Z / (z_в – z_п) = 1,2 • 24000 / (3,2 – 0,6) = 11 000 кг/ч

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

пребыванием людей z_в =3,2 г/м³

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

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

G = G₁^Т = 34 260 кг/ч

L = G/ =34260/1,2 = 28 550 м³/ч

2.4. Количество рециркуляционного воздуха

Минимально необходимое количество наружного воздуха:

G_н^min =  • 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:

G_н^min < G₃ принимаем G_н = G₃= 11 000 кг/ч

Количество рециркуляционного воздуха

G_р = G – G_н = 34 260 – 11 000 = 23 260 кг/ч

3. Построение процессов обработки воздуха на ID диаграмме

Избыточный поток скрытой теплоты от людей для ТПГ:

Q_с^Т = = q_с • n = 0,08 • 400 = 32 кВт,

где q_я – поток теплоты, выделяемый одним человеком,

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

Теплопоступления от людей для ХПГ:

Q_с^Х = q_с • n = 0,05 • 400 = 20 кВт,

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

Угловой коэффициент угла процесса для ТПГ:

E^Т = 3600 • (Q_я^Т + Q_с^Т) / W^Т = 3600 • (57,1 + 32) / 42 = 7600 кДж/кг влаги

Угловой коэффициент угла процесса для ХПГ:

E^Х = 3600 • (Q_я^Х + Q_с^Т) / W^Х = 3600 • (52,6 + 20) / 30 = 8700 кДж/кг влаги

Влагосодержание смеси наружного и рециркуляционного воздуха для ТПГ

d_с = (G_н • d_н + G_р • d_в) / G = (11 000 • 13,2 + 23260 • 11,2) / 34260 = 12 г/кг

Влагосодержание смеси наружного и рециркуляционного воздуха для ХПГ

d_с = (G_н • d_н + G_р • d_в) / 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

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 z_wz = 0,5 мг/м3

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

Степень очистки приточного воздуха

_тр= 100% • (z_ext - z_wz) / z_ext = 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 f_я = 0,22 м²

начальное сопротивление P_ф.н =40 Па

конечное сопротивление P_ф.к = 150 Па

удельная пылемкость П = 570 г/м²

способ регенерации – замена фильтрующего материала.

Требуемая площадь фильтрации:

F_ф^тр = L / q = 28550/7000=4,01 м²,

Необходимое количество ячеек:

n_я = F_ф^тр / f_я = 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.

m_уд = L • z_ext • _n / F_ф = 28550 • 0,6•10^-3 • 0,82 / 4,01 = 3,4 г/м²ч

Периодичность замены фильтрующей поверхности:

_рег = П / m_уд=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:

Е_А = = =0,96

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

t_вн – температура воздуха начальная (до камеры орошения) t_вк =16,3 ^оС

t_мвн – температура по мокрому термометру t_мвн =10,8 ^оС

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

Расход воды на орошение:

G_ж =  • G = 2,0 • 34260 = 68 520 кг/с

Давление воды перед форсункой:

p_ж = 80 кПа – по графику на рис. 15.32 [2].

4.2.2. ТПГ

процесс обработки воздуха – политропный – охлаждение и осушение.

Коэффициент адиабатной эффективности:

Е_А = = =0,38

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

t_вн – энтальпия воздуха начальная (до камеры орошения) I_вк =59 кДж/кг

I^пр_в – предельная энтальпия для данного процесса I^пр_в =38,5 кДж/кг

I^пр_вн – предельная энтальпия для начального состояния I^пр_вн =90 кДж/кг

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

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

Расход воды на орошение:

G_ж =  • G = 0,7 • 34260 = 23980 кг/с

Относительная разность температур воздуха:

 = b • c •  • (1/Е_П – 1/Е_А) = 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;

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

Температура воды начальная:

t_жн = = = 6 ^оС

где t^пр_в – предельная температура для данного процесса t^пр_в =13,8 ^оС

Температура воды конечная:

t_жн = = = 11,6 ^оС

Давление воды перед форсункой:

p_ж = 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 F_ф = 3,31 м².

Относительный перепад температур:

_В1 = (t_вн - t_вк) / (t_вн - t_жн) = (11-16,3) / (11-95) = 0,06– для 1-го подогревателя

где t_жн – начальная температура теплоносителя t_жн =95 ^оС

t_вн , t_вк – начальная и конечная температура обрабатываемого воздуха

_В2 = (14,8-18) / (14,8-95) = 0,04– для 2-го подогревателя

Относительный расход воздуха:

G` = G / G_ном = 34260 / 37800 = 0,9

где G_ном – 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

G_Ж1 = G•с_в•_В1/с_ж•_Ж1 = 34260 • 1,005 •0,06 / 4,19 •0,75 = 687 кг/ч– для 1-го подогревателя

G_Ж2 = 34260 • 1,005 •0,04 / 4,19 •0,8 = 411 кг/ч– для 2-го подогревателя

Конечная температура теплоносителя:

t_жк1 = t_жн + _Ж1 • (t_вн – t_жн) = 95 + 0,75 (11 – 95) = 32 ^оС

t_жк2 = 95 + 0,8 (14,8 – 95) = 31 ^оС

Массовая скорость воздуха в фасадном сечении установки:

V) = G / 3600 • F_ф = 34260 / 3600 • 3,31 = 2,9 кг/(м²с)

Потери давления по воздуху:

P_В = 25 Па – по номограмме рис. 15.43 [2].

Потери давления по воде:

P_Ж1 = Б • (_В1 / _Ж1)² • G`² •98,1 = 0,623 • (0,06 / 0,75)² • 0,9² • 98,1 = 0,32 кПа.

P_Ж2 = 0,623 • (0,04 / 0,75)² • 0,9² • 98,1 = 0,14 кПа.

4.4. Холодильные установки.

Холодопроизводительность установки в рабочем режиме:

Q_хр = А_х • G • (I_н – I_к) / 3600 = 1,2 • 34260 • (59-39,5) / 3600 = 213 кВт

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

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

I_н , I_к – энтальпия воздуха на входе в камеру орошения и выходе из неё.

Температура кипения хладагента:

t_их = (t_жк + t_жн)/2-(4ч6) = (6+11,6) / 2 - 5 = 3,3 °С

температура конденсации хладагента:

t_конд = t_к.к + (3ч4) = 24 + 4 = 28 °С

температура переохлаждения холодильного агента

t_п.х = t_к.н + (1ч2) = 20 + 2 = 22 °С

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

ориентировочно принимаемая t_к.н = 20°С;

t_к.к – температура воды на выходе из конденсатора,

принимаемая на 3ч4°С больше t_к.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:

q_vр =(i_их – i_пх) / V_их = (574,6-420,6)/0,053 = 2905 кДж/м³

где: i_и.х – энтальпия паровой фазы хладагента при t_и.х , кДж/кг;

i_п.х – энтальпия жидкой фазы хладагента при t_п.х , кДж/кг;

v_и.х – удельный объем паров хладагента при t_и.х , кг/м³.

Холодопроизводительность холодильной машины в стандартном режиме

(t_н.х =5°C, t_конд=35°С, t_п.х =30°С):

= = 190 кВт

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

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

q_vc – объемная холодопроизводительность при стандартном режиме,

q_vc=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 = Р_маг + Р_к + Р_ф + Р_ко +2 • Р_вн = 100 + 50 + 150 + 50 + 2• 25 = 400 Па

где Р_маг –сопротивление магистрального воздуховода принимаем 100 Па

Р_к – сопротивление приемного клапана принимаем 50 Па

Р_ф – сопротивление с фильтра Р_ф =150 Па

Р_ко – сопротивление камеры орошения принимаем 50 Па

Р_вн – сопротивление воздухонагревателя Р_вн = 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 D_ном

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

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

2. Определение количества выделяющихся вредных веществ и расчет необходимых воздухообменов

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

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

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

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

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

3. Построение процессов обработки воздуха на I-d диаграмме

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

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

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

4. Расчет основных рабочих элементов установки кондиционирования воздуха и подбор оборудования

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

   2. Камера орошения……………………………………………………………………10

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

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

   5. Вентиляторные агрегаты……………………………………………………… 19

5. Компоновка и теплохолодоснабжение центральных кондиционеров…………20

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

1. 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 Q_с.р.=8,4 кВт;

- от освещения Q_осв.=10,5 кВт;

- от оборудования Q_об=12,1 кВт.

Влаговыделения от оборудования W_об =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]):

t^Б_ext=30,5°С; I^Б_ext=53,6 кДж/кг;

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

t^Б_ext= -27°С; I^Б_ext= -26,3 кДж/кг.

Барометрическое давление 990 ГПа.

Расчетные параметры внутреннего воздуха помещения продовольственного магазина приняты:

• для теплого периода года:

t_в=24°С; I_в=43 кДж/кг; φ=40%;

• для холодного периода года:

t_в= 22°С; I_в= 39 кДж/кг; φ=40%.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА ВЫДЕЛЯЮЩИХСЯ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ И РАСЧЕТ НЕОБХОДИМЫХ ВОЗДУХООБМЕНОВ.

1. Необходимая величина воздухообмена при расчете

по избыткам явной теплоты.

, кг/ч, (2.1)

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

t_в – температура в рабочей зоне, °С;

t_п – температура приточного воздуха, °С;

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

Температура приточного воздуха t_п определяется по формуле:

t_п = t_в – 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

Q_я = Q^я_л + Q_с.р. + Q_осв + Q_об , кВт, (2.3)

где: Q^я_л – теплопоступления от людей, кВт;

Q^я_л = q_яn, (2.4)

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

Q^я_л = 0,071х200=14,2 кВт

Q_я = 14,2+8,4+10,5+12,1=45,2 кВт

t_п = 24-3=21°С

кг/ч

Х о л о н ы й п е р и о д

Q_я = Q^я_л + Q_осв + Q_об , кВт (2.5)

Q^я_л = 0,085х200=17,0 кВт

Q_я = 17,0+10,5+12,1=39,6 кВт

t_п = 22-3=19°С

кг/ч

2. Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги.

, кг/ч, (2.6)

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

d_п – влагосодержание приточного воздуха, г/кг;

W – избыточные влаговыделения в помещении, г/ч

W = g_wn + 1000W_об , (2.7)

где: d_w – 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: ρ_в – плотность воздуха, ρ_в = 1,2 кг/м³;

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

z_в – 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 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 , G_3.

G = 54240 кг/ч

2.5. Определение количества рециркуляционного воздуха

G_р = G – G_н , кг/ч (2.9)

где: G_н – количество наружного воздуха.

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

G^min_н =ρ_вnl, кг/ч, (2.10)

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

G^min_н =1,2х200х20 = 4800 кг/ч

Полученное значение G^min_н сравнивается с величиной расчетного воздухообмена по борьбе с выделяющимися газами и парами G₃:

G^min_н < G₃

4800 < 6000

Принимаем G_н = 6000 кг/ч

G_р = 54240 – 6000 =48240 кг/ч

3. ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССОВ ОБРАБОТКИ ВОЗДУХА

НА I-d ДИАГРАММЕ.

Исходными данными для построения процесса тепловлажностной обработки воздуха являются расчетные параметры наружного воздуха – t_н и I_н (точка Н), заданные параметры внутреннего воздуха – t_в и I_в (точка В).

3.1. Определение величины углового коэффициента луча процесса.

, кДж/кг влаги, (3.1)

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

Qс – избыточный поток скрытой теплоты в помещении, кВт

, кВт, (3.2)

где: I_в.п – энтальпия водяного пара при температуре t_в ,кДж/кг,

I_в.п =2500 + 1,8 t_в , кДж/кг, (3.3)

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

Т е п л ы й п е р и о д

I_в.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

I_в.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 – t_н и I_н (точка Н); заданные параметры внутреннего воздуха – t_в и I_в (точка В); расчетный воздухообмен – G; количество рециркуляционного воздуха - G_р; количество наружного воздуха – G_н; величина углового коэффициента – .

Через точку В проводится луч процесса до пересечения с изотермой температуры приточного воздуха t_п . Из точки П проводится линия d_п=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 d_в=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 d_с=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 – t_н и I_н (точка Н); заданные параметры внутреннего воздуха – t_в и I_в (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:

d_п = d_в – Δd ,г/кг (3.6)

г/кг

d_п = 6,8 – 0,4 =6,4,г/кг

Через точку В проводится луч процесса до пересечения с линией d_п=Сonst в точке П, которая характеризует состояние приточного воздуха при условии сохранения в холодный период года расчетного воздухообмена. Пересечение линии d_п=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 I_о=Const в точке К, соответствующей параметрам воздуха на входе в камеру орошения.

4. 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)

4. 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 t_wн t_wк , совместно решая систему уравнений:

t_wн = 6,1°С

t_wк = 8,5°С

6. Вычисляем массовый расход воды:

G_w = 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]:

Р_ф = 2,1 кгс/см²

9. Определяем аэродинамическое сопротивление форсуночной камеры орошения:

ΔР = 1,14 (pv)^1,81 = 1,14 х 1,84^1,81 = 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:

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

2. Вычисляется массовая скорость воздуха в фасадном сечении установки:

, кг/(м²с) (4.7)

3. Определяются температурные критерии:

• при нагревании воздуха

, (4.8)

, (4.9)

• расход теплоносителя

, кг/ч (4.10)

где: t_н , t_к – начальная и конечная температура обрабатываемого воздуха, °С, t_г,t_о–температура теплоносителя на входе и выходе из воздухонагревателя,°С,

t_wг,t_wо–температура охлажденной воды на входе и выходе из воздухоохладителя, °С.

4. 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 .

5. 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 Z_у округляются до ближайших больших Z^'_у .

6. Для каждого компоновочного варианта установки находится общая площадь поверхности теплообмена:

F_у = F_р Z^'_у ,м² (4.12)

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

, (4.13)

7. 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 ;

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

d_п.п – внутренний диаметр присоединительных патрубков, равный для всех типов теплообменников d_п.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.

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

ΔН_у = Аω² , кПа, (4.17)

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

9. Определяется аэродинамическое сопротивление установки:

• с однорядными теплообменниками

ΔР_у = 7,5(ρν)_ф^1,97R² Z^'_у ,Па, (4.18)

• с двухрядными теплообменниками

ΔР_у = 11,7(ρν)_ф^1,15R² Z^'_у ,Па, (4.19)

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

Расчет водухонагревателя.

1. F_ф = 6,63 м²

2. кг/(м²с)

3. 

4. Выбираем:

Схема 1:

Схема 2:

Схема 4:

5. Схема 1:

Z_у = 0,59 ; Z^'_у = 1

Схема 2:

Z_у = 0,63 ; Z^'_у = 1

Схема 4:

Z_у = 0,54 ; Z^'_у = 1

6. F_у = 113 х 1 =113 м²

Схема 1:

Схема 2:

Схема 4:

7. 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.

8. ΔН_у = 26,683 х 0,37² =3,65 кПа,

9. ΔР_у = 7,5 х 2,27^1,97 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:

1. Вычисляется холодопроизводительность установки в рабочем режиме:

, кВт, (4.20)

где: А_х – 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 А_х = 1,15 ч 1,2 , более 200 кВт А_х = 1,12 ч 1,15;

I_н , I_к – энтальпия воздуха на входе в камеру орошения и выходе из неё.

2. Определяются основные температуры, характеризующие режим работы холодильной установки:

• температура кипения холодильного агента

, °С, (4.21)

• температура конденсации холодильного агента

t_конд = t_к.к + (3ч4) , °С, (4.22)

• температура переохлаждения холодильного агента

t_п.х = t_к.н + (1ч2) , °С, (4.23)

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

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

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

3. Хоодопроизводительность установки, требуемая в рабочем режиме, приводится к стандартным условиям (t_н.х =5°C, t_конд=35°С, t_п.х =30°С):

, кВт, (4.24)

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

λ_с , λ_р – коэффициенты подачи компрессора при стандартном и рабочем режимах;

q_vc , q_vp – объемная холодопроизводительность при стандартном и рабочем режимах, кДж/м³.

Коэффициент λ_с принимается равным λ_с=0,76, а величина λ_р определяется согласно [2].

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

, кДж/м³ , (4.25)

где: i_и.х – энтальпия паровой фазы хладагента при t_и.х , кДж/кг;

i_п.х – энтальпия жидкой фазы хладагента при t_п.х , кДж/кг;

v_и.х – удельный объем паров хладагента при t_и.х ,кг/м³.

4. 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 Q_х.с .

5. Вентиляторные агрегаты.

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

Принимаем вентилятор ВР-86-77-5:

1. Диаметр колеса D = D_ном;

2. Потребляемая мощность N = 2,2 кВт;

3. Число оборотов n = 1420 об./мин;

4. Двигатель АИР90L4.

5. 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.

Проектирование рыбоконсервного завода

Кондиционирование воздуха в гражданских зданиях

Безопасность жизнедеятельности

Вентиляция промышленного здания ООО Буинского комбикормового завода

Организация предприятия общественного питания

Энергоэкономическая эффективность применения авиационных двигателей на ТЭС

Проект реконструкции цеха первичной переработки нефти и получения битума на ОАО «Сургутнефтегаз»

Разработка технологии концентрирования серной кислоты

Реконструкция теплоснабжения ОАО "САРЭКС" с разработкой собственной котельной

Проектирование адиабатной выпарной установки термического обессоливания воды

Разработка автоматизированной системы управления установкой кондиционирования воздуха

Перевод на природный газ котла ДКВР 20/13 котельной Речицкого пивзавода

Проектирование тепловой электрической станции для обеспечения города с населением 190 тысяч жителей

Ректификация формалина-сырца