Обоснование выбора системы охлаждения. Выбор способа охлаждения на ранней стадии проектирования. Расчет расходов на стадии производства изделия

20.07.2023

Данная методика является лишь началом гармонизации общей методики, изложенной во всех частях EN 15316, по определению суммарного энергопотребления конечными потребителями (система отопления и горячего водоснабжения), внешними сетями и источниками генерирования энергии (котельной установкой, биоустановкой, солнечными коллекторами, тепловым насосом, когенерационной установкой и др.). Приведенная европейская норма включена в перечень усовершенствований украинской нормативно-правовой базы по энергоэффективности в строительной отрасли «Отраслевой программы повышения энергоэффективности в строительстве на 2010-2014 гг.».

Обращаем внимание, что данная методика является количественным выражением влияющих факторов энергоэффективности систем отопления, изложенных в ДСТУ Б А.2.28:2010, раздел «Энергоэффективность», в составе проектной документации объектов. Однако данная методика пока не является полной. Она не охватывает дополнительных затрат энергии системы отопления — насосом в различных системах отопления, автоматикой и приводами клапанов — изложенных в EN 1531623:2007 «Heating systems in buildings. Method for calculation of system energy requirements and system efficiencies. Part 23: Space heating distribution systems».

Уравнение (1) методики детализируют влияющие факторы различных систем отопления (водяная, электрическая, воздушная, инфракрасная) во всем многообразии их современного технического оснащения. Но пока оно не охватывает новейшего энергоэффективного оборудования для систем отопления, такого как комбинированные клапаны для двухтрубных систем (Danfoss ABQM), термобалансировочные клапаны для однотрубных систем (Danfoss ABQT), которые превзошли на сегодняшний день показатели энергоэффективности технических решений, включенных в уравнение (1).

К сожалению, методика, тем более межгосударственная, разрабатываемая и утверждаемая годами, не поспевает за научно-техническим прогрессом. Также методика охватывает большинство применяемых сегодня технических решений при отоплении зданий и является существенным развитием действующих на Украине нормативных методик, изложенных в п. 6 приложения 12 изм. №1:1996 к СНиП 2.04.05-91 «Отопление, вентиляция и кондиционирование», а также в п. 5.2 ДСТУН Б А.2.25:2007 «Руководство по разработке и составлению энергетического паспорта зданий».

В методике приведены ссылки на прДСТУН Б В.1.1ХХХ:201Х «Строительная климатология». Данный стандарт выйдет в 2011 г. Также в методике есть ссылки на норматив EN 14336:2004 «Heating systems in buildings. Installation and commissioning of water based heating systems», который необходимо использовать при обязательной наладке систем отопления. Требования этой европейской нормы относительно испытания трубопроводов под давлением уже изложены в ДСТУ Б В.2.544:2010 «Проектирование систем отопления зданий с тепловыми насосами», который модифицирован к EN 15450:2007. С методами гидравлической наладки систем отопления можно ознакомиться в книге В.В. Пыркова «Гидравлическое регулирование систем отопления и охлаждения. Теория и практика» 2010 г., а также в обучающих фильмах, выложенных на сайте компании Danfoss (www.danfoss.com)*.

Требования к EN 14336:2004 запорно-регулирующей арматуре для наладки состоят в следующем:

❏ перед проектированием системы отопления, проектировщик обязан определиться с методом и приборами для наладки системы и применить запорно-регулирующую (в данном контексте — балансировочную) арматуру, позволяющую реализовать выбранный метод;

❏ комплектация и монтаж системы должны полностью отвечать проекту.

В конце методики приведен пример сопоставления энергопотребления системой электрического и водяного отопления. Пример является реализацией требований п. 5.24 изм. №1:2009 к ДБН В.2.215-2005 «Жилые здания», в соответствии с которыми применение систем электроотопления, за исключением систем электроотопления от возобновляемых источников энергии, требует технического и экономического обоснования. В примере есть ссылки на новую редакцию прДБН В.2.524:201Х «Электрические кабельные системы отопления», с которой вы ознакомитесь в 2011 г.

Обращаем внимание, что в соответствии с требованиями п. 5.24 и 5.25 изм. №1:2009 к ДБН В.2.215-2005 применение местной котельной и квартирных газовых генераторов также требует технического и экономического обоснования. Эти требования адаптированы к положению ст. 6 Директивы 2010/31/ЕС «Energy Performance of Buildings», а также проекта закона Украины «Об энергетической эффективности зданий», в соответствии с которыми местные котельные и квартирные газовые генераторы не входят в перечень альтернативных источников энергии при теплообеспечении зданий. Для осуществления технического и экономического обоснования указанных технических решений необходимо гармонизировать наши нормы к соответствующим частям EN 15316.

Методика

1. Техническое и экономическое обоснование выбора системы отопления здания осуществляют путем сравнения вариантов проектных решений по энергопотреблению.

2. Комплексное определение энергоэффективности проектного решения с учетом энергоэффективности источника энергии, внешних энергопередающих сетей и систем теплопотребления здания рекомендуется осуществлять по методике в EN 15316 (все части).

3. Упрощенное сравнение вариантов проектных решений — лишь по энергоэффективности распределения тепловой энергии системой отопления в здании без учета дополнительных энергозатрат на работу электрооборудования водяной системы отопления (насоса, электроники, электроприводов и др.) — рекомендуется осуществлять по методике в EN 1531621 .

3.1. Варианты проектных решений сравнивают по расчетному расходу тепловой энергии за отопительный период, определяемому по сумме ежемесячных расчетных расходов.

3.2. Для здания с различными внутренними температурными условиями или с конструктивно отличающимися системами отопления сравнение осуществляют соответственно по каждой температурной зоне здания или по зоне действия системы. Здание разделяют на температурные зоны при разности температуры воздуха в отапливаемых помещениях более чем на 3 °C (кроме квартир).

3.3. Расчетный расход тепловой энергии системой отопления здания Qem, ls, год за отопительный период в зависимости от степени детализации влияющих факторов энергоэффективности системы — применяемого оборудования, схемного решения, средств регулирования, характеристик отапливаемого помещения — определяют по уравнению (1):

Здесь fhudr — коэффициент, учитывающий выполнение гидравлической балансировки системы; fim — коэффициент, учитывающий применение периодического теплового режима помещения; frad — коэффициент, учитывающий влияние лучистого теплообмена; ηem — обобщающий коэффициент, учитывающий условия теплоотдачи системы:

где ηstr — коэффициент, учитывающий влияние градиента (стратификации) температуры воздуха в помещении, для некоторых систем — среднее арифметическое коэффициентов ηstr1 (учитывает температуру теплоносителя) и ηstr2 (учитывает условия установки отопительного прибора); ηctr — коэффициент, учитывающий применяемый вид регулирования температуры воздуха в помещении; ηemb — коэффициент, учитывающий теплопоступления в отапливаемое помещение от встроенных нагревательных элементов (для панельно-лучистых систем), для некоторых систем является среднеарифметическим коэффициентов ηemb1 (учитывает тип панельно-лучистой системы) и ηemb2 (учитывает теплоизоляцию панельно-лучистой системы к смежным помещениям).

Дальнейшие переменные в формуле (1): n — количество полных и неполных iх месяцев отопительного периода; Qk — общие теплопотери здания через его тепловую оболочку в iм месяце отопительного периода, кВт⋅ч (определяют в соответствии с 5.3 ДСТУН БА.2.25 , рассчитывая количество градусосуток для полных и неполных месяцев отопительного периода в соответствии с 5.5 прДСТУН Б В.1.1ХХХ:201Х ); Qвн — внутренние теплопоступления в iм месяце отопительного периода, кВт⋅год (определяют в соответствии с 5.8 ДСТУН Б А.2.25, принимая при этом количество градусо-суток полного месяца и неполного месяца в соответствии с табл. 3 прДСТУН Б В.1.1ХХХ:201Х; теплопоступления в других типах зданий определяют по справочным данным для соответствующего оборудования, технологического процесса и др.); Qs — теплопоступления через окна и другие свето-прозрачные ограждающие конструкции здания от суммарной (прямой и рассеянной) солнечной радиации при средних условияхоблачности в iм месяце отопительного периода, кВт⋅ч (определяют в соответствии с 5.9 ДСТУН Б А.2.25, принимая интенсивность солнечной радиации за полный месяц и определяя путем интерполирования за неполный месяц отопительного периода в соответствии с табл. 8 прДСТУН Б В.1.1ХХХ:201Х; количество суток неполного месяца определяют в соответствии с табл. 3 прДСТУН Б В.1.1ХХХ:201Х); v — коэффициент утилизации теплопритоков (учитывает способность здания воспринимать теплопритоки), для зданий без автоматического регулирования температуры воздуха в помещениях v = 0, для зданий с автоматическим обеспечением регулирования температуры воздуха в помещениях определяют в соответствии с рис. 1 по критерию тепловой инерции D, который определяют по уравнению (4) в ДБН В.2.631 .

4.3.1. Влияющие факторы энергоэффективности водяной системы отопления с отопительными приборами (радиатор, конвектор и др.) в помещениях высотой не более 4 м представлены в табл. 1 и 2. Коэффициент, учитывающий применение периодического теплового режима помещений, принимают fim = 0,97. Коэффициент, учитывающий влияние лучистого теплообмена, принимают frad = 1,0. Коэффициент, учитывающий гидравлическую наладку системы fhudr, принимают в соответствии с табл. 2.

4.3.2 . Влияющие факторы энергоэффективности панельно-лучистой водяной или электрической системы отопления с интегрированными в строительные конструкции нагревательными панелями в помещениях высотой не более 4 м представлены в табл. 3 и 4.

Коэффициент, учитывающий применение периодического теплового режима помещений, принимают fim = 0,98. Коэффициент, учитывающий влияние лучистого теплообмена, принимают frad = 1,0. Коэффициент, учитывающий гидравлическую наладку системы fhudr, принимают в соответствии с табл. 4.

4.3.3. Влияющие факторы энергоэффективности электрической системы отопления в помещениях высотой не более 4 м представлены в табл. 5. Коэффициент, учитывающий применение периодического теплового режима помещений, принимают fim = 0,97 (применяют в системах с интегрированной обратной связью). Коэффициент, учитывающий влияние лучистого теплообмена, принимают frad = 1,0.

4.3.4. Влияющие факторы энергоэффективности воздушного отопления нежилых зданий с помещениями высотой не более 4 м представлены в табл. 6.

4.3.5. Влияющие факторы энергоэффективности систем в помещениях высотой от 4 до 10 м (здания со значительным внутренним пространством) представлены в табл. 7. Параметры системы воздушного отопления:

❏ для промежуточной высоты помещения определяют как арифметическое среднее для систем с вертикальными или горизонтальными струями;

❏ для панельно-лучистой системы водяного отопления при высоте размещения не более 4 м принимают параметр ηem для высоты помещения 4 м; при этом ηrad = 1.

Величину коэффициента, учитывающего влияние лучистого теплообмена, принимают frad = 0,85. Данный коэффициент является усредненным для разных систем в помещениях со значительным внутренним пространством.

4.3.6. Влияющие факторы энергоэффективности систем в помещениях высотой более 10 м (здания со значительным внутренним пространством) представлены в табл. 7. Параметры системы воздушного отопления (ВО) при промежуточной высоте помещения определяют как арифметическое среднее для систем с горизонтальными или вертикальными струями.

Коэффициент, учитывающий влияние лучистого теплообмена, принимают frad = 0,85. Данный коэффициент является усредненным для разных систем в помещениях со значительным внутренним пространством.

4.4. Пример

4.4.1. Условие: в здании с помещениями высотой до 4 м сравнить электрическую кабельную систему отопления прямого действия (ЕКС ОПД) с радиаторной системой центрального водяного отопления.

4.4.2. Исходные данные: теплопотери здания за отопительный период, определенные как сумма ежемесячных теплопотерь, составляет 150 кВт⋅ч/год. Помещения с автоматическим регулированием температуры воздуха. Значения параметров ЕКС ОПД в соответствии с 4.3.2.:

❏ двухпозиционное регулирование (величина ηctr = 0,91);

❏ помещения с сухими полами (величнина ηstr = 1, ηemb1 = 0,96);

❏ нагревающие панели с минимальной теплоизоляцией в соответствии с 5.2.2 прДБН В.2.524 ηemb2 = 0,95;

❏ применение периодического теплового режима помещений fim = 0,98, влияние лучистого теплообмена frad = 1,0; \

❏ гидравлическая наладка системы fhudr не учитывается.

Значения параметров водяной системы отопления в соответствии с 4.3.1.:

❏ Прегулирование (2 K) терморегуляторами на приборах отопления ηctr = 0,93;

❏ температурный напор 60 K (при 90/70)ηstr1 = 0,93;

❏ отопительные приборы установлены у внешних стен с окнами без радиационной защиты ηstr2 = 0,83, ηemb = 1;

❏ применение периодического теплового режима fim = 0,98;

❏ влияние лучистого теплообмена (величина frad = 1,0);

❏ гидравлическая наладка системы автоматическими балансировочными клапанами для каждой квартиры (количество радиаторов в квартирах не превышает восьми) fhudr = 1,0.

4.4.3. Расчетный расход тепловой энергии за отопительный период ЕКС ОПД в соответствии с уравнениями (1) и (2):

Расчетный расход тепловой энергии за отопительный период водяной системой отопления в соответствии с уравнениями (1) и (2) без учета дополнительного расхода энергии на работу электрооборудования (насоса, электроники, электроприводов клапанов и пр.) а также без учета потерь энергии в источнике энергии и теплосетях:

4.4.4. Расчетный расход тепловой энергии за отопительный период ЕКС ОПД в сравнении с водяной системой центрального отопления меньше на:

что составляет:174,95 - 166,85 = 8,1 кВт.

EN 1531621:2007. Heating systems in buildings. Method for calculation of system energy requirements and system efficiencies. Part 21.
ДСТУ Б А.2.28:2010. Розділ «Енергоефективність» у складі проектної документації об’єктів.
ДСТУН Б А.2.25:2007. Настанова з розроблення та складання енергетичного паспорта будівель.
прДСТУН Б В.1.1ХХХ:201Х. Будівельна кліматологія. 5. ДБН В.2.631:2006. Теплова ізоляція будівель.
EN ISO 13790:2008. Energy performance of buildings. Calculation of energy use for space heating and cooling.
EN 14336:2004. Heating systems in buildings. Installation and commissioning of water based heating systems.
прДБН В.2.524:201Х. Електрична кабельна система опалення.

>>> Также читайте по теме в журнале

Введение

1 Выбор расчетных параметров наружного и внутреннего воздуха

1.1 Расчетные параметры наружного воздуха

1.2 Расчетные параметры внутреннего воздуха

2 Составление тепловых и влажностных балансов помещения

2.1 Расчет теплопоступлений

2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей

2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения

2.1.3 Расчет теплопоступлений через наружные световые проемы

и покрытия за счет солнечной радиации

2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения

2.1.5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы за счет

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

на Jd-диаграмме

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

кондиционирования воздуха

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

3.8.3 Подбор воздушных фильтров

3.8.4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования

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

Приложение А - Jd-диаграмма. Теплый период года

Приложение Б -Jd-диаграмма. Холодный период года

Приложение Г – Схема холодоснабжения

Приложение Д – Спецификация

Приложение Е – План на отметке – 2.000

ВВЕДЕНИЕ

Кондиционирование воздуха – это автоматизированное поддержание в закрытых помещениях всех или отдельных параметров воздуха (температура, относительная влажность, чистота и скорость движения воздуха) с 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.

Нормативными документами установлены оптимальные и допустимые параметры воздуха.

Оптимальные параметры воздуха обеспечивают сохранение нормативного и функционального теплового состояния организма, ощущение теплового комфорта и предпосылки для высокого уровня работоспособности.

Допустимые параметры воздуха – это такое их сочетание, при котором не возникает повреждений или нарушения состояния здоровья, но может наблюдаться дискомфортные теплоощущения, ухудшение самочувствия и 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.

Целью выполнения данной курсовой работы является закрепление теоретических знаний и приобретение практических навыков расчета, а также проектирование систем кондиционирования воздуха (СКВ).

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 м 2 , площадь чердачного покрытия –289 м 2 , объем помещения – 1820,7 м 3 .

1 ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАРУЖНОГО И ВНУТРЕННЕГО ВОЗДУХА

Расчетные параметры наружного воздуха.

Расчетные параметры наружного воздуха выбирают в зависимости от географического расположения объекта.

Таблица 1 – Расчетные параметры наружного воздуха.

Расчетные параметры внутреннего воздуха.

Расчетные параметры внутреннего воздуха выбирают в зависимости от назначения помещения и времени года.

Таблица 2 – Расчетные параметры внутреннего воздуха.

2 СОСТАВЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ И ВЛАЖНОСТНЫХ БАЛАНСОВ ПОМЕЩЕНИЯ

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 Расчет теплопоступлений

2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей

Тепловыделения в помещении от людей Q пол, Вт, определяют по формуле

Q пол = q пол ·n,(1)

где q пол – количество полного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;

n – число людей, чел.

Q яв = q яв ·n,(2)

где q яв – количество явного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;

n – число людей, чел.

Для холодного периода

Q пол = 120·285 = 34200 Вт

Q яв = 90·285 =25650 Вт

Для теплого периода

Q пол = 80·285 =22800 Вт

Q яв = 78·285 = 22230 Вт

2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения

Теплопоступления от искусственного освещения Q осв, Вт, определяют по формуле

Q осв = q осв ·Е·F,(3)

где Е – освещенность, лк;

F – площадь пола помещения, м 2 ;

q осв – удельные тепловыделения, Вт/(м 2 ·лк).

Q осв = 0,067·400·289 = 7745,2 Вт

2.1.3 Расчет теплопоступлений за счет солнечной радиации

Солнечная радиация Q р = 9400 Вт.

2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения

Теплопоступления через внешние ограждения, Вт, определяют по формуле

Q огр = k ст ·F ст (t н – t в) + k пок ·F пок (t н – t в), (4)

где k i – коэффициент теплопередачи через ограждения, Вт/(м 2 ·К);

F i – площадь поверхности ограждения, м 2 ;

t н, t в – температура наружного и внутреннего воздуха соответственно, °С.

Q огр = 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

Q о.п. = [(t н – t в)/R o ]F общ,(5)

где R o – термическое сопротивление остекленных проемов, (м 2 ·К)/Вт, которое определяется по формуле

R o = 1/k окна (6)

F общ – общая площадь остекленных проемов, м 2 .

Q о.п = 0 Вт, так как нет остекленных проемов.

Таблица 3 – Тепловой баланс помещения в различные периоды года

2.2 Расчет влаговыделений

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 W л, кг/ч, в зависимости от их состояния (покой, вид выполняемой ими работы) и температуры окружающего воздуха определяют по формуле

W л = w л ·n·10 -3 , (7)

где w л – влаговыделение одним человеком, г/ч;

n – число людей, чел.

W л хол = 40·285·10 -3 = 11,4 кг/ч

W л 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 ε т и холодного ε х периодов года, кДж/кг

ε т = (ΣQ т ·3,6)/W т,(8)

ε х = (ΣQ х ·3,6)/W х.(9)

Численные величины ε т и ε х характеризуют тангенс угла наклона луча процесса в помещении.

ε т = (40290,8·3,6)/12,54 = 11567

ε х = (41945,2·3,6)/11,4 = 13246

3 РАСЧЕТ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

3.1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха

Выбор и обоснование типа СКВ осуществляют на основе анализа условий функционирования кондиционируемого объекта, указанных в задании на проектирование.

Исходя из количества помещений, предусматривают одно- или многозональные системы кондиционирования воздуха, а затем производят оценку возможности их применения с рециркуляцией отработавшего воздуха, которая позволяет уменьшить расход тепла и холода.

СКВ с первой и второй рециркуляцией обычно используют для помещений, не требующих высокой точности регулирования температуры и относительной влажности.

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

Δt доп = 2°С.

2. Определяем температуру приточного воздуха

t п = t в - Δt доп (10)

t п теп = 22 – 2 = 20°С,

t п хол = 20 – 2 = 18 °С.

3. Определяем температуру уходящего воздуха

t у = t в + grad t(H – h),(11)

где gradt – градиент температуры по высоте помещения выше рабочей зоны, °С;

H – высота помещения, м;

h – высота рабочей зоны, м.

Градиент температуры по высоте помещения определяют в зависимости от удельных избытков явного тепла в помещении q я, Вт

q я = ΣQ/V пом = (ΣQ п -Q п + Q я)/ V пом (12)

q я тепл = (40290,8 – 22800 + 22230)/1820,7 = 21,8 Вт

q я хол = (41945,2 – 34200 + 25650)/ 1820,7 = 18,3 Вт

t у тепл = 22 + 1,2(6,3 – 1,5) = 27,76°С;

t у хол = 20 + 0,3(6,3 – 1,5) = 21,44°С.

4. Определяем рабочую разность температур

Δt р = t у - t п (13)

Δt р тепл = 27,76 – 20 = 7,76°С;

Δt р хол = 21,44 – 18 = 3,44°С.

3.3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха

Для систем кондиционирования воздуха различают полную производительность G, учитывающую потерю воздуха на утечку в сетях приточных воздуховодов, кг/ч, и полезную производительность G п, используемую в кондиционируемых помещениях, кг/ч.

Полезную производительность СКВ определяем по формуле

G п = ΣQ т /[(J у – J п)·0,278],(14)

где ΣQ т – суммарные теплоизбытки в помещении в теплый период года, Вт;

J у, J п – удельная энтальпия уходящего и приточного воздуха в теплый период года, кДж/кг.

G п = 40290,8/[(51 – 40))·0,278] = 13176кг/ч.

Полную производительность вычисляем по формуле

G = К п ·G п,(15)

где К п – коэффициент, учитывающий величину потерь в воздуховодах.

G = 1,1·13176= 14493,6 кг/ч.

Объемную производительность систем кондиционирования воздуха L, м 3 /ч, находим по формуле

где ρ – плотность приточного воздуха, кг/м 3

ρ = 353/(273+t п)(17)

ρ = 353/(273+20) = 1,2кг/м 3 ;

L = 14493,6 /1,2 = 12078 м 3 /ч.

3.4 Определение количества наружного воздуха

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, м 3 /ч

L н ΄ = l·n,(18)

где l – нормируемый расход наружного воздуха, подаваемого на одного человека, м 3 /ч;

n – число людей в помещении, чел.

L н ΄ = 25·285 = 7125 м 3 /ч;

Компенсации местной вытяжки и создания в помещении избыточного давления

L н ΄΄ = L мо + V пом ·К΄΄ , (19)

где L мо – объем местной вытяжки, м 3 /ч;

V пом – объем помещения, м 3;

К΄΄-кратность воздухообмена.

L н ΄΄ = 0 + 1820,7·2 = 3641,4 м 3 /ч.

Выбираем большее значение из L н ΄ и L н ΄΄ и принимаем для дальнейших расчетов L н ΄ = 7125 м 3 /ч.

Определяем расход наружного воздуха по формуле

G н = L н ·ρ н, (20)

гдеρ н – плотность наружного воздуха, кг/м 3 .

G н =7125·1,18 = 8407,5 кг/ч.

Проверяем СКВ на рециркуляцию:

14493,6 кг/ч >8407,5кг/ч, условие выполняется.

2. J у < J н

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 L н должен составлять не менее 10% от общего количества приточного воздуха, то есть должно выполняться условие

8407,5кг/ч ≥ 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

Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для теплого периода года приведена в приложении А.

Рассмотрим порядок построения схемы СКВ с первой рециркуляцией.

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;

б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициентаε т;

в) определение положения других точек:

Т. П (то есть состояние приточного воздуха), которая лежит на пересечении изотермы t п 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 t у 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 J с).

Удельную энтальпию J с, кДж/кг, точки С вычисляем по формуле

J с = (G н · J н + G 1р · J у΄)/ G, (21)

гдеJ н – удельная энтальпия наружного воздуха, кДж/кг;

J с – удельная энтальпия воздуха, образовавшегося после смешения наружного и рециркуляционного, кДж/кг;

G 1р – расход воздуха первой рециркуляции, кг/ч

G 1р =G - G н (22)

G 1р =14493,6– 8407,5= 6086,1 кг/ч

J с = (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.

Рассмотрим порядок построения схемы с первой рециркуляцией воздуха наJ-d диаграмме.

а) нахождениенаJ-d диаграмме положения базовых точек В и Н, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в табл. 1, 2;

б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициента ε х;

в) определение положения точек П, У, О:

Т. У, расположенной на пересечении изотермы t у (для холодного периода) с лучом процесса;

Т. П, расположенной на пересечении изоэнтальпы J п с лучом процесса; численное значение удельной энтальпии J п приточного воздуха для холодного периода года вычисляют предварительно из уравнения

J п = J у – [ΣQ х /(0,278·G)],(23)

гдеJ у – удельная энтальпия воздуха, уходящего из помещения в холодный период года, кДж/кг;

Q х – суммарные полные теплоизбытки в помещении в холодный период года, Вт;

G – производительность СКВ в теплый период года, кг/ч.

J п = 47 - = 38,6 кДж/кг

Отрезок ПВУ характеризует изменение параметров воздуха в помещении.

Т. О (то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), расположенной на пересечении линии d 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 J о с линией d с; численное значение вычисляют по формуле

d с = (G н · d н + G 1р · d у)/ G (24)

d с = (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 d н (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

		Параметры воздуха
		температура t,	Удельная энтальпия J, кДж/кг	Влагосодержание d, г/кг	Относительная 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
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

Q т ВН2 = G(J п΄ - J о)·0,278, (25)

где J п΄ - удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя, кДж/кг;

J о - удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель, кДж/кг.

Q т ВН2 = 14493,6 (38 – 32,2)·0,278 = 23369,5 Вт

Расход холода для осуществления процесса охлаждения и осушки, Вт, определяем по формуле

Q охл = G(J с - J о)·0,278,(26)

где J с -удельная энтальпия воздуха на входе в оросительную камеру, кДж/кг;

J о - удельная энтальпия воздуха на выходе из оросительной камеры, кДж/кг.

Q охл = 14493,6 (56,7 – 32,2)·0,278 = 47216 Вт

Количество сконденсировавшейся на воздухе влаги, кг/ч

W К = G(d с - d о)·10 -3 ,(27)

гдеd с – влагосодержание воздуха на входе в оросительную камеру, г/кг;

d о - влагосодержание воздуха на выходе из оросительной камеры, г/кг.

W К = 14493,6 (11,5 – 8)·10 -3 = 50,7 кг/ч

В холодный период года расход теплоты в первом воздухонагревателе, Вт

Q х ВН1 = G(J к - J н)·0,278,

гдеJ к – удельная энтальпия воздуха на выходе из первого воздухонагревателя, кДж/кг;

J н - удельная энтальпия воздуха на входе в первый воздухонагреватель, кДж/кг.

Q х ВН1 = 14493,6 (30- (-16,3))·0,278=18655,3 Вт

Расход теплоты в холодный период года во втором воздухонагревателе, Вт

Q х ВН2 = G(J п - J о)·0,278,(28)

гдеJ п – удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя в холодный период года, кДж/кг;

J о -удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель в холодный период года, кДж/кг.

Q х ВН2 = 14493,6 (38,6 – 37)·0,278 = 6447 Вт

Расход воды на увлажнение воздуха в оросительной камере (на подпитку оросительной камеры), кг/ч

W П = G(d о – d с)·10 -3 (29)

W П = 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 номинальной производительности

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 м 3 /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 =12078м 3 /ч

исполнение 1, общее число форсунок n ф = 18 шт.

Определяем коэффициент адиабатной эффективности процесса с учетом характеристик луча процесса камеры по формуле

Е а = (J 1 – J 2)/(J 1 – J пр),(30)

где J 1 , J 2 – энтальпия воздуха на входе, на выходе из камеры, соответственно,

J пр -энтальпия предельного состояния воздуханаJ-d диаграмме,

Е а = (56,7 – 32,2)/(56,7 – 21) = 0,686

Определяем относительный перепад температур воздуха

Θ = 0,33·с w ·μ·(1/ Е п – 1/ Е а) (31)

Θ = 0,33·4,19·1,22·(1/ 0,42 – 1/ 0,686) = 1,586

Вычисляем начальную температуру воды в камере

t w 1 = t в пр -Θ(J 1 – J 2)/ с w ·μ, (32)

где t в пр – предельная температура воздуха, °С.

t w 1 = 6,5-1,586(56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =3,32 °С

Рассчитываем конечную температуру воды (на выходе из камеры) по формуле

t w 2 = t w 1 + (J 1 – J 2)/ с w ·μ(33)

t w 2 = 1,32 + (56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =9,11 °С

Определяем расход разбрызгиваемой воды

G w = μ·G(34)

G w = 1,22·14493,6 = 17682,2 кг/ч (~17,7 м 3 /ч)

Вычисляем расход воды через форсунку (производительность форсунки)

g ф = G w /n ф (35)

g ф = 17682,2 /42 = 421 кг/ч

Необходимое давление воды перед форсункой определяем по формуле

ΔР ф = (g ф /93,4) 1/0,49 (36)

ΔР ф = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 кПа

Устойчивая работа форсунок соответствует 20 кПа ≤ ΔР ф ≤ 300кПа. Условие выполняется.

Расход холодной воды от холодильной станции определяют по формуле

G w х = Q хол / с w (t w 1 - t w 2)(37)

G w х = 47216/ 4,19(9,11 – 3,32) = 4935,8 кг/ч (~4,9м 3 /ч).

б) холодный период

В этот период года ОКФЗ работает в режиме адиабатического увлажнения воздуха.

Определяем коэффициент эффективности теплообмена по формуле

Е а = (t 1 – t 2)/(t 1 – t м1)(38)

Е а = (25 – 14,2)/(25 –13,1) = 0,908

Коэффициент орошения определяем из графической зависимости Е а =f(μ).

Также графическим путем по значению μ находим численное значение коэф-

фициента приведенной энтальпийной эффективности Е п.

Вычисляем расход разбрызгиваемой воды по формуле (34)

G w = 1,85·14493,6 = 26813,2 кг/ч (~26,8 м 3 /ч)

Определяем производительность форсунки по формуле (35)

g ф = 26813,2 /42 = 638 кг/ч

Определяем требуемое давление воды перед форсунками по формуле (36)

ΔР ф = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 кПа

Вычисляем расход испаряющейся воды в камере по формуле

G w исп = G(d o – d с)·10 -3 (39)

G w исп = 14493,6 (9,2– 4,8)·10 -3 = 63,8 кг/ч

Как видно из расчета, наибольший расход воды (26,8 м 3 /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

Расчет воздухонагревателей осуществляют на два периода года: вначале производят расчет на холодный период, затем – на теплый период года.

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.

Холодный период

При расчете вычисляют:

Теплоту, необходимую для нагрева воздуха, Вт

Q воз = 18655,3Вт;

Расход горячей воды, кг/ч:

G w = 3,6Q воз /4,19(t w н – t w к) = 0,859Q воз /(t w н – t w к) (40)

G w =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/(м 2 ·с):

ρv = G воз /3600·f воз,(41)

гдеf воз – площадь живого сечения для прохода воздуха в воздухонагревателе, м 2

Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с

w = G w /(ρ w ·f w ·3600), (42)

где ρ w – плотность воды при ее средней температуре, кг/м 3 ;

f w – площадь сечения для прохода воды, м 2 .

w = 200,3/(1000·0,00148·3600) = 0,038 м/с.

Принимаем скорость, равную 0,1 м/с

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К)

К = а(ρv) q w r ,(43)

где а, q, r – коэффициенты

Среднюю разность температур между теплоносителями:

Δt ср = (t w н + t w к)/2 – (t н + t к)/2 (44)

Δt ср = (150 + 70)/2 – (-18 +28)/2 = 35°С

Требуемую площадь теплообмена, м 2

F тр = Q воз /(К· Δt ср) (45)

F тр = 18655,3/(27,8· 35) = 19,2 м 2

[(F р - F тр)/ F тр ]·100≤15%(46)

[(36,8 – 19,2)/ 19,2]·100 = 92%

Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН1 с запасом.

а) холодный период

Q воз = 6447 Вт;

Расход горячей воды, кг/ч, по формуле (40)

G w =0,859·6447/(150 – 70) = 69,2 кг/ч;

Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с, по формуле (42)

w = 69,2 /(1000·0,00148·3600) = 0,013 м/с.

Принимаем скорость, равную 0,1 м/с.

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К), по формуле (43)

К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,8 Вт/(м 2 ·К);

Среднюю разность температур между теплоносителями, по формуле (44)

Δt ср = (150 + 70)/2 – (13,8 +14,2)/2 = 26°С

Требуемую площадь теплообмена, м 2 , по формуле (45)

F тр = 6447/(27,8· 26) = 8,9 м 2

Проверяем условие по формуле (46)

[(36,8 – 8,9)/ 8,9]·100 =313%

б) теплый период

По выше предложенным формулам (40)-(46) делаем перерасчет для теплого периода

Q воз = 23369,5 Вт;

G w =0,859·23369,5 /(70 – 30) = 501,8 кг/ч

ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м 2 ·с);

w = 501,8 /(1000·0,00148·3600) = 0,094 м/с.

Для дальнейших расчетов принимаем скорость, равную 0,1 м/с.

К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,88 Вт/(м 2 ·К);

Δt ср = (30 + 70)/2 – (12 +19)/2 = 34,5 °С

F тр = 23369,5 /(27,88 · 34,5) = 24,3 м 2

При этом необходимо выполнять следующее условие: между располагаемой поверхностьюF р (предварительно выбранным воздухонагревателем) и требуемой поверхностью F тр 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

Р с = ΔР пк +ΔР ф +ΔР в1 +ΔР ок + ΔР в2 + ΔР пр +ΔР в.в. , (47)

гдеΔР пк – сопротивление приемного блока, Па

ΔР пк = Δh пк ·(L/L к) 1,95 (48)

(здесь L – расчетная объемная производительность СКВ, м 3 /ч;

L к – объемная производительность кондиционера, м 3 /ч;

Δh пк – сопротивление блока при номинальной производительности кондиционера (Δh пк = 24 Па), Па);

ΔР пк = 24·(12078/20000) 1,95 = 8,98 Па;

ΔР ф – аэродинамическое сопротивление фильтра (при максимальной запыленности фильтра ΔР ф = 300 Па), Па;

ΔР в1 – аэродинамическое сопротивление первого воздухонагревателя, Па;

ΔР в1 = 6,82 (ρv) 1,97 ·R

ΔР в1 = 6,82 (1,94) 1,97 ·0,99 = 24,9 Вт.

ΔР в2 – аэродинамическое сопротивление второго воздухонагревателя, Па

ΔР в2 = 10,64·(υρ) 1,15 ·R,(49)

(здесь R – коэффициент, зависящий от среднеарифметической температуры воздуха в воздухонагревателе);

ΔР в2 = 10,64·(1,94) 1,15 ·1,01 = 23,03 Па;

ΔР ок – аэродинамическое сопротивление оросительной камеры, Па

ΔР ок = 35·υ ок 2 ,(50)

(здесь υ ок – скорость воздуха в оросительной камере, м/с);

ΔР ок = 35·2,5 2 = 218,75 Па;

ΔР пр – аэродинамическое сопротивление присоединительной секции, Па

ΔР пр = Δh пр (L/L к) 2 , (51)

(здесьΔh пр – сопротивление секции при номинальной производительности (Δh пр = 50 Па), Па);

ΔР пр = 50(12078/20000) 2 = 18,2 Па;

ΔР в.в – аэродинамическое сопротивление в воздуховодах и воздухораспределителях (ΔР в.в = 200 Па), Па.

Р с = 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, м 3 /ч;

Условное давление, развиваемое вентилятором Р у, Па, и уточняемое по формуле

Р у = Р с [(273+t п)/293]·Р н /Р б, (52)

где t п – температура приточного воздуха в теплый период года, °С;

Р н – давление воздуха в нормальных условиях (Р н = 101320 Па), Па;

Р б – барометрическое давление в месте установки вентилятора, Па.

Р у = 793,86 [(273+20)/293]·101230/101000 = 796 Па.

Исходя из полученных данных подбираем вентилятор В.Ц4-75 исполнение Е8.095-1.

n в = 950 об/мин

N у = 4 кВт

3.10 Подбор насоса для камеры орошения

Подбор насоса осуществляют с учетом расхода жидкости и требуемого

ора. Расход жидкости должен соответствовать максимальному объемному

расходу циркулирующей воды в оросительной камере, м 3 /ч

L w = G w max /ρ,(53)

гдеG w max – массовый максимальный расход воды в ОКФ, кг/ч;

ρ – плотность воды, поступающей в ОКФ, кг/м 3 .

L w = 26813,2 /1000 = 26,8 м 3 /ч

Требуемый напор насоса Н тр, м вод. ст., определяют по формуле

Н тр = 0,1Р ф + ΔН, (54)

где Р ф – давление воды перед форсунками, кПа;

ΔН – потери напора в трубопроводах с учетом высоты подъема к коллектору (для оросительных камер ΔН = 8 м вод. ст.), м вод. ст..

Н тр = 0,1·50,4 + 8 = 13,04 м вод. ст.

По полученным данным подбираем насос и электродвигатель к нему.

Параметры подобранного насоса:

Наименование: КК45/30А;

Расход жидкости 35 м 3 /ч;

Полный напор 22,5 м вод. ст.;

Параметры подобранного электродвигателя:

Тип А02-42-2;

Масса 57,6 кг;

Мощность 3,1 кВт.

3.11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения

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:

а) находим требуемую холодопроизводительность холодильной машины, Вт

Q х = 1,15·Q охл,(55)

гдеQ охл – расход холода, Вт.

Q х = 1,15·47216= 59623,4 Вт

б) с учетом величины Q х выбираем тип холодильной машины МКТ40-2-1.

в) определяем режим работы холодильной машины, для чего вычисляем:

Температуру испарения холодильного агента, °С

t и = (t w к +t х)/2 – (4…6), (56)

где t w к – температура жидкости, выходящей из оросительной камеры и поступающей в испаритель, °С;

t х – температура жидкости, выходящей из испарителя и поступающей в оросительную камеру, °С.

Температуру конденсации холодильного агента, °С

t к = t w к2 +Δt,(57)

где t w к2 – температура воды, выходящей из конденсатора, °С

t w к2 =t w к1 +Δt (58)

(здесь t w к1 – температура воды, поступающей в конденсатор, °С (Δt = 4…5°С); при этомt к не должна превышать +36°С.)

t w к1 = t мн + (3…4),(59)

где t мн – температура наружного воздуха по мокрому термометру в теплый период года, °С.

t и = (3,32+9,11)/2 – 4 = 2,215°С

t мн = 10,5°С

t w к1 = 10,5 + 4 = 10,9°С

t w к2 =10,9 + 5 = 15,9°С

t к = 15,9 + 5 = 20,9 °С

Температуру переохлаждения жидкого хладагента перед регулирующим вентилем, °С

t пер = t w к1 + (1…2)

t пер = 10,9 + 2 = 12,9 °С

Температуру всасывания паров холодильного агента в цилиндр компрессора, °С

t вс = t и + (15…30),(60)

где t и – температура испарения холодильного агента, °С

t вс = 0,715+25 = 25,715 °С

г) производят поверочный расчет оборудования, для чего вычисляют:

Поверхность испарителя по формуле

F и = Q охл /К и ·Δt ср.и,(61)

где К и – коэффициент теплопередачи кожухотрубного испарителя, работающего на хладоне 12 (К и = (350…530)Вт/м 2 ·К);

Δt ср.и – средняя разность температур между теплоносителями в испарителе, определяемая по формуле

Δt ср.и = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (62)

Δt б = Δt w 2 - t и (63)

Δt б = 9,11 – 2,215 =6,895 °С (64)

Δt м =3,32 – 2,215 = 1,105°С

Δt ср.и = (6,895– 1,105)/2,3lg6,895 / 1,105= 3,72 °С

F и = 47216/530·3,72 = 23,8 м 2

Расчетную поверхность F и сравниваем с поверхностью испарителя F и `, приведенной в технической характеристике холодильной машины; при этом следует выполнить условие

F и ≤ F и `

23,8 м 2 < 24 м 2 – условие выполняется

Поверхность конденсатора по формуле

F к = Q к /К к ·Δt ср.к,(65)

Q к = Q х + N к.ин,(66)

(здесьN к.ин – потребляемая индекаторная мощность компрессора; с некоторым запасом индекаторную мощность можно принимать равной потребляемой мощности компрессора, Вт);

К к – коэффициент теплопередачи кожухотрубного конденсатора, работающего на хладоне 12 (К к = (400…650) Вт/м 2 ·К);

Δt ср.к – средняя разность температур между теплоносителями в конденсаторе, определяемая по формуле, °С

Δt ср.к = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (67)

Δt б = t к - t w к1 (68)

Δt б = 20,9 – 3,32 = 17,58°С

Δt м = t к - t w к2 (69)

Δt м = 20,9 – 9,11 = 11,79 °С

Δt ср.к = (17,58 – 11,79)/2,3lg17,58/11,79 = 14 ° С

Q к = 59623,4 + 19800 = 79423,4 Вт

F к = 79423,4 /400·14= 14,2 м 2

Расчетную поверхность конденсатора F к сравниваем с поверхностью конденсатора F к `, числовое значение которой приведено в технической характеристике холодильной машины, при этом следует выполнить условие

F к ≤ F к `

14,2 м 2 ≤ 16,4 м 2 – условие выполняется.

Расход воды в конденсаторе, кг/с, вычисляют по формуле

W = (1,1· Q к)/c w ·(t w к2 - t w к1),(70)

где c w – удельная теплоемкость воды (c w = 4190 Дж/(кг·К))

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.

2. Внутренние санитарно-технические устройства: Вентиляция и кондиционирование воздуха /Б.В. Баркалов, Н.Н. Павлов, С.С. Амирджанов и др.; Под ред. Н.Н. Павлова Ю.И. Шиллера.: В 2 кн. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992. Кн. 1, 2. Ч.3.

3. Аверкин А. Г. Примеры и задачи по курсу «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение»:Учеб. пособие. – 2-е изд., испр. и доп. – М.: Издательство АСВ, 2003.

4. Аверкин А. Г. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение: Методические указания к курсовой работе. – Пенза: ПИСИ, 1995.

Документ анализирует применение охладительных систем испарительного типа, "сухих" градирен и градирен смешанного типа с точки зрения экологического воздействия, стоимости сооружения и эффективности использования.

Начальник группы проектирования градирен АО "АТОМПРОЕКТ" Михаил Пресман представил результаты ТЭО на заседании Общественного Совета Госкорпорации "Росатом" в городе Сосновый Бор 13 апреля.

В соответствии с проведенным анализом любые варианты охладительных систем за исключением башенных испарительных градирен потребуют значительного расширения промплощадки атомной станции. При незначительной разнице в воздействии на окружающую среду в рамках нормативов, утвержденных законодательством РФ, варианты охладительных систем с применением "сухих" и комбинированных градирен по стоимости в три-четыре раза превышают затраты на сооружение традиционных испарительных градирен. В то же время работа "сухих" градирен серьезно скажется на мощности сооружаемых энергоблоков, снизив ее более чем на 20 МВт в год. Таким образом ежегодные экономические "потери" при применении "сухих" и комбинированных градирен составят от 750 млн до 1 млрд. рублей.

Наиболее экономичным вариантом системы охлаждения воды второго контура является прямоточная система с использованием природных водоемов. Этот вариант используется в экспортных проектах АЭС, разрабатываемых АТОМПРОЕКТом, например, в Китае и Финляндии, однако не может использоваться в России согласно требованиям Водного кодекса. В этих условиях наиболее экономически обоснованным для проекта второй очереди ЛАЭС-2 является применение башенных испарительных градирен.

Ленинградская АЭС-2 сооружается по проекту «АЭС-2006» – современному эволюционному проекту атомной электростанции поколения 3+. В проекте АЭС-2006 применены четыре активных канала систем безопасности, дублирующие друг друга, а также пассивные системы безопасности, работа которых обусловлена только законами физики и не зависит «человеческих» факторов.

Способы охлаждения в зависимости от вида охлаждающей среды делятся на непосредственное охлаждение и на охлаждение жидким хладоносителем (косвенное охлаждение).

При непосредственном охлаждении теплота, воспринимаемая охлаждающими приборами, передается непосредственно кипящему в них хладагенту. При охлаждении хладоносителем теплота в охлаждающих приборах передается промежуточной среде - хладоносителю, с помощью которого она переносится к хладагенту, находящемуся в испарителе холодильной установки, обычно расположенном на некотором удалении от охлаждаемого объекта.

При этом способе охлаждения отвод теплоты от охлаждаемого объекта вызывает повышение температуры хладоносителя в охлаждающих приборах без изменения его агрегатного состояния.

Области применения того или иного способа определяются их особенностями, оказывающими влияние на технологический процесс, а также экономическими показателями.

Холодильная установка при непосредственном охлаждении проще, т.к. в ней отсутствуют испаритель для охлаждения хладоносителя и насос для его циркуляции. Вследствие чего эта установка требует меньших первоначальных затрат по сравнению с установкой косвенного охлаждения, а также меньших затрат электроэнергии.

В то же время способу непосредственного охлаждения присущи и серьезные недостатки, а именно:

Имеется опасность попадания холодильного агента в помещения (аппараты) при нарушениях плотности системы. Опасность для людей значительно увеличивается при применении токсичных хладагентов, например аммиака.

Даже при использовании более безопасных хладагентов, таких как хладоны, применять непосредственное охлаждение помещений, в которых может находиться большое количество людей, нежелательно.

Такое соотношение достоинств и недостатков обеих систем долгое время не давало преобладающих преимуществ ни одной из них.

Однако, в связи с появлением и широким применением автоматического регулирования подачи хладагента в приборы охлаждения, преимущество получили холодильные установки с непосредственным охлаждением как более экономичные по капитальным и эксплуатационным затратам и более долговечные.

В зависимости от вида охлаждающих приборов и способа организации циркуляции воздуха в охлаждаемом помещении бесконтакное охлаждение с передачей теплоты через воздух подразделяют на системы батарейного охлаждения (при использовании батарей - охлаждающих приборов со свободным движением воздуха), воздушного охлаждения (при использовании воздухоохладителей - охлаждающих приборов в вынужденным движением воздуха) и смешанного охлаждения (при использовании батарей и воздухоохладителей).

Система воздушного охлаждения характеризуется вынужденным движением воздуха в помещении и значительно большими его скоростями, доходящими в отдельных устройствах до 10м/с.

При воздушном охлаждении воздух лучше перемешивается, вследствие чего резкой разницы температуры и влажности воздуха по объему не наблюдается.

Более высокие скорости воздуха, свойственные системам воздушного охлаждения, интенсифицируют процесс теплообмена как между охлаждаемым телом и воздухом, так и между воздухом и охлаждающими приборами (коэффициент теплоотдачи при воздушном охлаждении возрастает в среднем в три - четыре раза). Благодаря этому сокращается время охлаждения и тем самым уменьшается время технологической обработки.

Преимущества, присущие холодильным системам с воздухоохладителями очевидны, поэтому в проекте применена непосредственная децентрализованная схема охлаждения, в качестве приборов охлаждения выбраны воздухоохладители.

Подача холодильного агента к дросселирующим устройствам происходит за счет разности давлений нанизкой и высокой сторонах давления холодильной установки.

Применение децентрализованной системы охлаждения камер имеет ряд преимуществ перед централизованной системой охлаждения, таких как:

- независимость охлаждаемых объектов друг от друга;
- более надежная работа, установление точного температурного режима;
- уменьшение количества оборудования и протяженности трубопроводов;
- возможность применения агрегатированных холодильных машин и их более высокая надежность за счет упрощения и сокращения объема монтажных работ;
- высокая заводская степень готовности оборудования к монтажу.