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

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

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,

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.

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.