Justificación para elegir un sistema de refrigeración. Elegir un método de enfriamiento en una etapa temprana de diseño. Cálculo de costos en la etapa de producción del producto.
Esta metodología es sólo el comienzo de la armonización de la metodología general establecida en todas las partes de la EN 15316 para determinar el consumo total de energía de los consumidores finales (sistemas de calefacción y suministro de agua caliente), redes externas y fuentes de generación de energía (plantas de calderas, bio -planta, colectores solares, bomba de calor, planta de cogeneración, etc.). La norma europea mencionada anteriormente está incluida en la lista de mejoras del marco regulatorio ucraniano para la eficiencia energética en la industria de la construcción "Programa industrial para aumentar la eficiencia energética en la construcción para 2010-2014".
Tenga en cuenta que esta metodología es una expresión cuantitativa de los factores que influyen en la eficiencia energética de los sistemas de calefacción establecidos en DSTU B A.2.28:2010, sección "Eficiencia energética", como parte de la documentación de diseño de las instalaciones. Sin embargo, esta técnica aún no está completa. No cubre los costes energéticos adicionales del sistema de calefacción (bomba en varios sistemas de calefacción, automatización y actuadores de válvulas) establecidos en la norma EN 1531623:2007 “Sistemas de calefacción en edificios. Método para el cálculo de los requisitos energéticos del sistema y las eficiencias del sistema. Parte 23: Sistemas de distribución de calefacción de espacios".
La ecuación (1) de la metodología detalla los factores que influyen en los distintos sistemas de calefacción (agua, electricidad, aire, infrarrojos) en toda la diversidad de sus modernos equipos técnicos. Pero aún no cubre los últimos equipos energéticamente eficientes para sistemas de calefacción, como válvulas combinadas para sistemas de dos tubos (Danfoss ABQM), válvulas de equilibrio térmico para sistemas de un solo tubo (Danfoss ABQT), que han superado la eficiencia energética de las soluciones técnicas incluidas en la ecuación (1) hasta la fecha.
Lamentablemente, la metodología, especialmente la interestatal, desarrollada y aprobada a lo largo de los años, no sigue el ritmo del progreso científico y tecnológico. La metodología también cubre la mayoría de las soluciones técnicas utilizadas hoy en día para calentar edificios y es un desarrollo significativo de los métodos regulatorios actualmente vigentes en Ucrania, establecidos en el párrafo 6 del Apéndice 12 de la Enmienda. No. 1: 1996 a SNiP 2.04.05-91 "Calefacción, ventilación y aire acondicionado", así como en la cláusula 5.2 DSTU B A.2.25: 2007 "Directrices para el desarrollo y preparación de un pasaporte energético para edificios".
La metodología contiene referencias a prDSTUN B V.1.1ХХХ:201Х “Climatología de la construcción”. Esta norma se publicará en 2011. La metodología también contiene referencias a la norma EN 14336:2004 “Sistemas de calefacción en edificios. Instalación y puesta en servicio de sistemas de calefacción a base de agua", que debe utilizarse para la puesta en servicio obligatoria de los sistemas de calefacción. Los requisitos de esta norma europea en materia de pruebas de presión de tuberías ya están establecidos en DSTU B V.2.544:2010 “Diseño de sistemas de calefacción para edificios con bombas de calor”, que se modifica a EN 15450:2007. Los métodos para el ajuste hidráulico de los sistemas de calefacción se pueden encontrar en el libro de V.V. Pyrkova “Regulación hidráulica de sistemas de calefacción y refrigeración. Theory and Practice" 2010, así como en películas educativas publicadas en el sitio web de Danfoss (www.danfoss.com)*.
Los requisitos para el ajuste de las válvulas de cierre EN 14336:2004 son los siguientes:
❏ antes de diseñar un sistema de calefacción, el diseñador debe decidir el método y los instrumentos para configurar el sistema y aplicar válvulas de cierre y control (en este contexto, de equilibrio) que permitan implementar el método elegido;
❏ la configuración e instalación del sistema debe cumplir íntegramente con el proyecto.
Al final de la metodología, se da un ejemplo de comparación del consumo de energía de un sistema de calentamiento de agua y eléctrico. El ejemplo es una implementación de los requisitos de la cláusula 5.24 de la enmienda. No. 1: 2009 a DBN V.2.215-2005 “Edificios residenciales”, según el cual el uso de sistemas de calefacción eléctricos, con excepción de los sistemas de calefacción eléctricos provenientes de fuentes de energía renovables, requiere una justificación técnica y económica. El ejemplo contiene enlaces a la nueva edición de PrDBN V.2.524:201Х "Sistemas de calefacción por cable eléctrico", que leerá en 2011.
Tenga en cuenta que de acuerdo con los requisitos de las cláusulas 5.24 y 5.25 de las enmiendas. No. 1:2009 según DBN V.2.215-2005, el uso de una sala de calderas local y generadores de gas en viviendas también requiere una justificación técnica y económica. Estos requisitos se adaptan a lo dispuesto en el art. 6 de la Directiva 2010/31/UE "Eficiencia energética de los edificios", así como el proyecto de ley de Ucrania "Sobre la eficiencia energética de los edificios", según el cual las salas de calderas locales y los generadores de gas de apartamentos no están incluidos en la lista de alternativas. Fuentes de energía para calentar edificios. Para llevar a cabo la justificación técnica y económica de estas soluciones técnicas, es necesario armonizar nuestras normas con las partes relevantes de la EN 15316.
Metodología
1. La justificación técnica y económica para elegir un sistema de calefacción de edificios se lleva a cabo comparando opciones de soluciones de diseño para el consumo de energía.
2. Se recomienda realizar una determinación integral de la eficiencia energética de una solución de diseño, teniendo en cuenta la eficiencia energética de la fuente de energía, las redes externas de transmisión de energía y los sistemas de consumo de calor del edificio, de acuerdo con la metodología de la norma EN 15316 (todos partes).
3. Una comparación simplificada de las opciones de soluciones de diseño, solo en términos de eficiencia energética de la distribución de energía térmica por un sistema de calefacción en un edificio, sin tener en cuenta los costos de energía adicionales para el funcionamiento de los equipos eléctricos de un sistema de calentamiento de agua (bomba, electrónica). , accionamientos eléctricos, etc.) - se recomienda realizarlo según la metodología de la norma EN 1531621.
3.1. Las opciones de soluciones de diseño se comparan según el consumo estimado de energía térmica para el período de calefacción, determinado por el monto de los gastos mensuales estimados.
3.2. Para un edificio con diferentes condiciones de temperatura interna o con sistemas de calefacción estructuralmente diferentes, las comparaciones se realizan respectivamente para cada zona de temperatura del edificio o para el área de funcionamiento del sistema. El edificio se divide en zonas de temperatura cuando la diferencia de temperatura del aire en las habitaciones con calefacción es superior a 3 °C (excepto en los apartamentos).
3.3. El consumo estimado de energía térmica del sistema de calefacción del edificio Qem, ls, año para el período de calefacción, dependiendo del grado de detalle de los factores que influyen en la eficiencia energética del sistema: el equipo utilizado, el diseño del circuito, los medios de control, las características de la habitación calentada - está determinada por la ecuación (1):
Aquí fhudr es un coeficiente que tiene en cuenta el equilibrio hidráulico del sistema; fim es un coeficiente que tiene en cuenta el uso de condiciones térmicas periódicas en la habitación; frad es un coeficiente que tiene en cuenta la influencia de la transferencia de calor radiante; ηem es un coeficiente generalizador que tiene en cuenta las condiciones de transferencia de calor del sistema:
donde ηstr es un coeficiente que tiene en cuenta la influencia del gradiente (estratificación) de la temperatura del aire en la habitación, para algunos sistemas es el promedio aritmético de los coeficientes ηstr1 (tiene en cuenta la temperatura del refrigerante) y ηstr2 (toma en cuenta las condiciones de instalación del dispositivo de calefacción); ηctr es un coeficiente que tiene en cuenta el tipo de control de temperatura del aire interior utilizado; ηemb es un coeficiente que tiene en cuenta el aporte de calor a la habitación calentada desde los elementos calefactores integrados (para sistemas de paneles radiantes); para algunos sistemas es la media aritmética de los coeficientes ηemb1 (tiene en cuenta el tipo de panel radiante sistema) y ηemb2 (tiene en cuenta el aislamiento térmico del sistema de panel radiante a las habitaciones adyacentes).
Otras variables en la fórmula (1): n - el número de i meses completos e incompletos del período de calefacción; Qk es la pérdida total de calor del edificio a través de su envolvente térmica en el i-ésimo mes del período de calefacción, kWh (determinado de acuerdo con 5.3 DSTU BA.2.25, calculando el número de grados día para los meses completos y parciales de calefacción período de acuerdo con 5.5 prDSTU B V.1.1ХХХ: 201X); Qin - aporte de calor interno en el i-ésimo mes del período de calefacción, kW⋅año (determinado de acuerdo con 5.8 DSTU B A.2.25, tomando el número de grados día de un mes completo y un mes incompleto de acuerdo con la Tabla 3 prDSTU B V.1.1ХХХ: 201X; los aportes de calor en otros tipos de edificios se determinan utilizando datos de referencia para el equipo relevante, proceso tecnológico, etc.); Qs: ganancia de calor a través de ventanas y otras envolturas de edificios transparentes a la luz a partir de la radiación solar total (directa y difusa) en condiciones de nubosidad promedio en el mes i del período de calefacción, kWh (determinado de acuerdo con 5.9 DSTU B A.2.25, tomando la intensidad de la radiación solar durante un mes completo y se determina por interpolación para un mes incompleto del período de calefacción de acuerdo con la Tabla 8 prDSTUN B V.1.1ХХХ:201Х; el número de días en un mes incompleto se determina de acuerdo con la Tabla 3 prDSTUN B V.1.1ХХХ:201Х); v es el coeficiente de utilización de la ganancia de calor (tiene en cuenta la capacidad del edificio para percibir la ganancia de calor), para edificios sin control automático de la temperatura del aire interior v = 0, para edificios con control automático de la temperatura del aire interior se determina de acuerdo con la Fig. 1 según el criterio de inercia térmica D, que viene determinado por la ecuación (4) en DBN B.2.631.
4.3.1. Los factores que influyen en la eficiencia energética de un sistema de calentamiento de agua con dispositivos de calefacción (radiador, convector, etc.) en habitaciones con una altura de no más de 4 m se presentan en la tabla. 1 y 2. El coeficiente que tiene en cuenta el uso de condiciones térmicas periódicas en el local se toma fim = 0,97. El coeficiente que tiene en cuenta la influencia de la transferencia de calor radiante se considera frad = 1,0. El coeficiente que tiene en cuenta el ajuste hidráulico del sistema fhudr se toma de acuerdo con la tabla. 2.
4.3.2 . Los factores que influyen en la eficiencia energética de un sistema de calefacción por agua radiante o eléctrica con paneles calefactores integrados en la estructura del edificio en habitaciones con una altura no superior a 4 m se presentan en la tabla. 3 y 4.
El coeficiente que tiene en cuenta el uso de condiciones térmicas periódicas en el local se toma como fim = 0,98. El coeficiente que tiene en cuenta la influencia de la transferencia de calor radiante se considera frad = 1,0. El coeficiente que tiene en cuenta el ajuste hidráulico del sistema fhudr se toma de acuerdo con la tabla. 4.
4.3.3. Los factores que influyen en la eficiencia energética de un sistema de calefacción eléctrica en habitaciones con una altura máxima de 4 m se presentan en la tabla. 5. El coeficiente que tiene en cuenta el uso de condiciones térmicas periódicas en las instalaciones se toma fim = 0,97 (utilizado en sistemas con retroalimentación integrada). El coeficiente que tiene en cuenta la influencia de la transferencia de calor radiante se considera frad = 1,0.
4.3.4. Los factores que influyen en la eficiencia energética del calentamiento del aire en edificios no residenciales con habitaciones de no más de 4 m de altura se presentan en la tabla. 6.
4.3.5. Los factores que influyen en la eficiencia energética de los sistemas en habitaciones con una altura de 4 a 10 m (edificios con un espacio interior importante) se presentan en la tabla. 7. Parámetros del sistema de calefacción de aire:
❏ para alturas intermedias de locales se determina como la media aritmética para sistemas con chorros verticales u horizontales;
❏ para un sistema de calentamiento de agua por panel radiante con una altura de colocación no superior a 4 m, tomar el parámetro ηem para una altura de habitación de 4 m; en este caso ηrad = 1.
El valor del coeficiente, teniendo en cuenta la influencia de la transferencia de calor radiante, se considera frad = 0,85. Este coeficiente se promedia para diferentes sistemas en habitaciones con un espacio interno significativo.
4.3.6. Los factores que influyen en la eficiencia energética de los sistemas en habitaciones con una altura superior a 10 m (edificios con un espacio interior considerable) se presentan en la tabla. 7. Los parámetros del sistema de calefacción de aire (AH) en una altura intermedia de la habitación se determinan como la media aritmética para sistemas con chorros horizontales o verticales.
El coeficiente que tiene en cuenta la influencia de la transferencia de calor radiante se considera frad = 0,85. Este coeficiente se promedia para diferentes sistemas en habitaciones con un espacio interno significativo.
4.4. Ejemplo
4.4.1. Condición: en un edificio con habitaciones de hasta 4 m de altura, compare un sistema de calefacción directa por cable eléctrico (EKS OPD) con un sistema de calentamiento central de agua por radiadores.
4.4.2. Datos de partida: la pérdida de calor del edificio durante el período de calefacción, definida como la suma de las pérdidas de calor mensuales, es de 150 kWh/año. Habitaciones con control automático de la temperatura del aire. Valores de los parámetros EKS OPD de acuerdo con 4.3.2.:
❏ regulación de dos posiciones (valor ηctr = 0,91);
❏ habitaciones con suelo seco (valor ηstr = 1, ηemb1 = 0,96);
❏ paneles calefactores con aislamiento térmico mínimo de acuerdo con 5.2.2 prDBN V.2.524 ηemb2 = 0,95;
❏ aplicación del régimen térmico periódico de los locales fim = 0,98, influencia de la transferencia de calor radiante frad = 1,0; \
❏ no se tiene en cuenta el ajuste hidráulico del sistema fhudr.
Valores de los parámetros para el sistema de calentamiento de agua según 4.3.1.:
❏ Prerregulación (2 K) mediante termostatos en aparatos de calefacción ηctr = 0,93;
❏ diferencia de temperatura 60 K (a 90/70)ηstr1 = 0,93;
❏ los dispositivos de calefacción se instalan cerca de paredes exteriores con ventanas sin protección radiológica ηstr2 = 0,83, ηemb = 1;
❏ aplicación del modo térmico periódico fim = 0,98;
❏ influencia de la transferencia de calor radiante (valor frad = 1,0);
❏ ajuste hidráulico del sistema con válvulas de equilibrio automático para cada apartamento (el número de radiadores en los apartamentos no supera los ocho) fhudr = 1,0.
4.4.3. Consumo de energía térmica estimado para el período de calefacción EKS OPD de acuerdo con las ecuaciones (1) y (2):
Consumo estimado de energía térmica para el período de calefacción por un sistema de calentamiento de agua de acuerdo con las ecuaciones (1) y (2) sin tener en cuenta el consumo de energía adicional para el funcionamiento de equipos eléctricos (bombas, electrónica, accionamientos de válvulas eléctricas, etc.) y También sin tener en cuenta las pérdidas de energía en la fuente de energía y en las redes de calefacción:
4.4.4. El consumo estimado de energía térmica para el período de calefacción EKS OPD en comparación con un sistema de calefacción central de agua es menor en:
que es: 174,95 - 166,85 = 8,1 kW.
- EN 1531621:2007. Sistemas de calefacción en edificios. Método para el cálculo de los requisitos energéticos del sistema y las eficiencias del sistema. Parte 21.
- DSTU B A.2.28:2010. Sección “Eficiencia Energética” en el almacén de documentación de proyectos de objetos.
- DSTU B A.2.25:2007. Se decidió desmontar y plegar el pasaporte energético de Budivel.
- prDSTUN B V.1.1ХХХ:201Х. Climatología futura. 5. DBN V.2.631:2006. Budivel de aislamiento térmico.
- EN ISO 13790:2008. Rendimiento energético de los edificios. Cálculo del uso de energía para calefacción y refrigeración de espacios.
- EN 14336:2004. Sistemas de calefacción en edificios. Instalación y puesta en marcha de sistemas de calefacción a base de agua.
- prDBN V.2.524:201Х. Sistema de cableado eléctrico.
Introducción
1 Selección de parámetros de diseño de aire exterior e interior.
1.1 Parámetros de diseño del aire exterior.
1.2 Parámetros de diseño del aire interno.
2 Elaboración de balances de calor y humedad de la habitación.
2.1 Cálculo de los aportes de calor
2.1.1 Cálculo del aporte de calor de las personas
2.1.2 Cálculo del aporte de calor procedente de la iluminación artificial.
2.1.3 Cálculo del aporte de calor a través de aberturas de luz exteriores.
y cobertura por radiación solar
2.1.4 Cálculo de la ganancia de calor a través de vallas exteriores.
2.1.5 Cálculo del aporte de calor a través de aberturas acristaladas debido a
diferencia de temperatura entre el aire exterior y el interior
2.2 Cálculo de las liberaciones de humedad.
2.3 Determinación del ángulo del haz de proceso en la sala
3 Cálculo del sistema de aire acondicionado.
3.1 Selección y justificación del tipo de sistemas de aire acondicionado
3.2 Selección de esquemas de distribución de aire. Definición de aceptable y
diferencia de temperatura de funcionamiento
3.3 Determinación del rendimiento de los sistemas de aire acondicionado.
3.4 Determinación de la cantidad de aire exterior
3.5 Diagrama de procesos de aire acondicionado.
en el diagrama Jd
3.5.1 Diagrama de procesos de aire acondicionado para
período cálido del año
3.5.2 Construcción de un diagrama de procesos de aire acondicionado para
temporada de frio
3.6 Determinación de los requisitos de calefacción y refrigeración en sistemas.
aire acondicionado
3.7 Selección de una marca de aire acondicionado y su diseño
3.8 Cálculos y selección de elementos de aire acondicionado.
3.8.1 Cálculo de la cámara de riego
3.8.2 Cálculo de calentadores de aire.
3.8.3 Selección de filtros de aire
3.8.4 Cálculo de la resistencia aerodinámica de los sistemas de aire acondicionado.
3.9 Selección de un ventilador de aire acondicionado
3.10 Selección de bomba para cámara de riego
3.11 Cálculo y selección de equipos principales del sistema de refrigeración.
4 UNIRS – Cálculo de moneda fuerte en una computadora
Apéndice A - Diagrama Jd. Periodo cálido del año.
Apéndice B -Diagrama Jd. Temporada de frio
Apéndice D - Diagrama de suministro de refrigeración
Apéndice E - Especificaciones
Apéndice E – Plan a 2000
INTRODUCCIÓN
La climatización es el mantenimiento automatizado de todos o individualmente los parámetros del aire en espacios cerrados (temperatura, humedad relativa, limpieza y velocidad del aire) con el fin de proporcionar las condiciones óptimas que sean más favorables para el bienestar de las personas, conducir el proceso tecnológico y garantizar la preservación de los valores culturales.
El aire acondicionado se divide en tres clases:
1. Asegurar las condiciones meteorológicas requeridas para el proceso tecnológico con desviaciones permisibles fuera de los parámetros de diseño del aire exterior. En promedio, 100 horas por año para trabajo de 24 horas o 70 horas por año para trabajo de un solo turno durante el día.
2. Asegurar estándares óptimos, sanitarios o tecnológicos con desviaciones permitidas en promedio 250 horas por año para el trabajo las 24 horas del día o 125 horas por año para el trabajo en un solo turno durante el día.
3. Para garantizar parámetros aceptables, si no pueden ser proporcionados por ventilación, un promedio de 450 horas por año para funcionamiento las 24 horas del día o 315 horas por año para funcionamiento en un solo turno durante el día.
Los documentos reglamentarios establecen parámetros de aire óptimos y permisibles.
Los parámetros óptimos del aire garantizan el mantenimiento del estado térmico normativo y funcional del cuerpo, una sensación de confort térmico y las condiciones previas para un alto nivel de rendimiento.
Los parámetros aceptables del aire son una combinación de ellos que no causa daños ni problemas de salud, pero que puede provocar sensaciones de calor incómodas, deterioro del bienestar y disminución del rendimiento.
Las condiciones permitidas, por regla general, se aplican en edificios equipados únicamente con un sistema de ventilación.
Las condiciones óptimas las proporcionan los sistemas de aire acondicionado regulables (ACS). Por lo tanto, SCR se utiliza para crear y mantener condiciones óptimas y aire interior limpio durante todo el año.
El objetivo de este trabajo de curso es consolidar los conocimientos teóricos y adquirir habilidades prácticas de cálculo, así como el diseño de sistemas de aire acondicionado (ACS).
En este trabajo de curso, la sala con aire acondicionado es el auditorio de un club urbano con capacidad para 500 personas en la ciudad de Odessa. La altura de esta habitación es de 6,3 m, la superficie del piso es de 289 m2, el área del ático es de 289 m2, el volumen de la habitación es de 1820,7 m3.
1 SELECCIÓN DE PARÁMETROS DE DISEÑO DEL AIRE EXTERIOR E INTERIOR
Parámetros de diseño del aire exterior.
Los parámetros de diseño del aire exterior se seleccionan en función de la ubicación geográfica de la instalación.
Tabla 1 – Parámetros de diseño del aire exterior.
Parámetros de diseño del aire interior.
Los parámetros de diseño del aire interior se seleccionan según el propósito de la habitación y la época del año.
Tabla 2 - Parámetros de diseño del aire interno.
2 RECOPILACIÓN DE BALANCE DE CALOR Y HUMEDAD DEL LOCAL
El objetivo de elaborar balances de calor y humedad de una habitación es determinar el exceso de calor y humedad en la habitación, así como el coeficiente angular del haz de proceso, que se utiliza en el método analítico gráfico para calcular el SCR.
Los balances de calor y humedad se elaboran por separado para los períodos cálidos y fríos del año.
Las fuentes de generación de calor en una habitación pueden ser personas, iluminación artificial, radiación solar, alimentos, equipos, así como la ganancia de calor a través de cercas internas y externas o aberturas acristaladas debido a la diferencia de temperatura entre el aire externo e interno.
2.1 Cálculo de los aportes de calor
2.1.1 Cálculo del aporte de calor de las personas
La liberación de calor en la habitación por parte de las personas Q piso, W, está determinada por la fórmula
Q piso = q piso n,(1)
donde q piso es la cantidad de calor total generado por una persona, W;
n – número de personas, personas.
Q ref = q ref ·n,(2)
donde q calor es la cantidad de calor sensible generado por una persona, W;
n – número de personas, personas.
Para la temporada de frio
Q piso = 120 285 = 34200 W
Q real = 90·285 =25650 W
Para el periodo cálido
Q suelo = 80·285 =22800 W
Q real = 78 285 = 22230 W
2.1.2 Cálculo del aporte de calor procedente de la iluminación artificial.
El aporte de calor de la iluminación artificial Q osv, W, está determinado por la fórmula
Q osv = q osv ·E·F,(3)
donde E – iluminación, lux;
F – superficie de la habitación, m2;
q osv – liberación de calor específico, W/(m 2 lx).
Q osv = 0,067 400 289 = 7745,2 W
2.1.3 Cálculo del aporte de calor debido a la radiación solar
Radiación solar Q р = 9400 W.
2.1.4 Cálculo de la ganancia de calor a través de vallas exteriores.
El aporte de calor a través de recintos externos, W, está determinado por la fórmula
Límite Q = k st ·F st (t n – t in) + k pok ·F st (t n – t in), (4)
donde k i es el coeficiente de transferencia de calor a través de las vallas, W/(m 2 K);
F i – superficie de la valla, m 2 ;
tn, tv – temperatura del aire exterior e interior, respectivamente, °C.
Límite Q = 0,26 289(26,6-22) = 345,6 W
2.1.5 Cálculo del aporte de calor a través de aberturas acristaladas
El cálculo del aporte de calor a una habitación a través de aberturas acristaladas debido a la diferencia de temperatura entre el aire exterior e interior se determina mediante la fórmula
Q op. = [(t n – t in)/R o ]F total, (5)
donde R o es la resistencia térmica de las aberturas acristaladas, (m 2 K)/W, que está determinada por la fórmula
R o = 1/k ventana (6)
Ftotal – área total de aberturas acristaladas, m2.
Q o.p = 0 W, ya que no existen aberturas acristaladas.
Tabla 3 - Balance de calor de la habitación en diferentes épocas del año.
2.2 Cálculo de las liberaciones de humedad.
La humedad ingresa a la habitación por la evaporación de la superficie de la piel de las personas y de su respiración, de la superficie libre del líquido, de las superficies húmedas de materiales y productos, así como como resultado del secado de materiales, reacciones químicas y el funcionamiento de tecnologías. equipo.
La liberación de humedad de las personas W l, kg/h, según su condición (descanso, tipo de trabajo que realizan) y la temperatura ambiente está determinada por la fórmula
W l = w l ·n·10 -3 , (7)
donde w l – liberación de humedad por una persona, g/h;
n – número de personas, personas.
W l frío = 40 285 10 -3 = 11,4 kg/h
W l calor = 44 285 10 -3 = 12,54 kg/h
2.3 Determinación del ángulo del haz de proceso en la sala
Con base en el cálculo de los balances de calor y humedad, se determina el coeficiente angular del haz de proceso en la habitación para los períodos del año cálido ε t y frío ε x, kJ/kg.
ε t = (ΣQ t ·3.6)/W t, (8)
ε x = (ΣQ x 3,6)/W x.(9)
Los valores numéricos ε t y ε x caracterizan la tangente del ángulo de inclinación del haz de proceso en la sala.
εt = (40290,8·3,6)/12,54 = 11567
εx = (41945,2·3,6)/11,4 = 13246
3 CÁLCULO DEL SISTEMA DE AIRE ACONDICIONADO
3.1 Selección y justificación del tipo de sistemas de aire acondicionado
La elección y justificación del tipo de sistema de aire acondicionado se realiza sobre la base de un análisis de las condiciones de funcionamiento del objeto acondicionado especificado en el encargo de diseño.
En función del número de habitaciones se proporcionan sistemas de aire acondicionado monozona o multizona, y luego se valora la posibilidad de utilizarlos con recirculación de aire de escape, lo que permite reducir el consumo de calor y frío.
Los SCR con primera y segunda recirculación se suelen utilizar para habitaciones que no requieren un control de temperatura y humedad relativa de alta precisión.
La decisión final sobre la elección del concepto de tratamiento del aire se toma después de determinar el rendimiento del SCR y el flujo de aire exterior.
3.2 Selección de esquemas de distribución de aire. Determinación de la diferencia de temperatura permitida y operativa.
En términos de indicadores higiénicos y distribución uniforme de parámetros en el área de trabajo, para la mayoría de locales con aire acondicionado, lo más aceptable es suministrar aire de impulsión con una inclinación al área de trabajo a un nivel de 4...6 my con la retirada de una campana extractora general en la zona superior.
1. Determine la diferencia de temperatura permitida
Δt añadir = 2°C.
2. Determine la temperatura del aire de suministro.
t p = t in - Δt sumar (10)
t p calor = 22 – 2 = 20°C,
t p frío = 20 – 2 = 18 °C.
3. Determinar la temperatura del aire de escape.
t у = t в + grad t(H – h), (11)
donde gradt es el gradiente de temperatura a lo largo de la altura de la habitación sobre el área de trabajo, °C;
H – altura de la habitación, m;
h – altura del área de trabajo, m.
El gradiente de temperatura a lo largo de la altura de la habitación se determina dependiendo del exceso de calor sensible específico en la habitación q i, W
q i = ΣQ/V pom = (ΣQ p -Q p + Q i)/ V pom (12)
q i calor = (40290,8 – 22800 + 22230)/1820,7 = 21,8 W
q i frío = (41945,2 – 34200 + 25650)/ 1820,7 = 18,3 W
t calor = 22 + 1,2(6,3 – 1,5) = 27,76°C;
t en frío = 20 + 0,3(6,3 – 1,5) = 21,44°C.
4. Determine la diferencia de temperatura de funcionamiento.
Δt p = t y - t p (13)
Δt ð calor = 27,76 – 20 = 7,76°С;
Δt р frío = 21,44 – 18 = 3,44°С.
3.3 Determinación del rendimiento de los sistemas de aire acondicionado.
Para los sistemas de aire acondicionado se distingue entre la capacidad total G, que tiene en cuenta las pérdidas de aire por fugas en las redes de conductos de aire de impulsión, kg/h, y la capacidad útil Gp utilizada en las habitaciones climatizadas, kg /h.
La productividad útil de la moneda fuerte está determinada por la fórmula
G p = ΣQ t /[(J y – J p) 0,278], (14)
donde ΣQ t es el exceso total de calor en la habitación durante la estación cálida, W;
J y, J p – entalpía específica del aire saliente y suministrado durante la época cálida del año, kJ/kg.
G p = 40290,8/[(51 – 40)) 0,278] = 13176 kg/h.
Calculamos la productividad total usando la fórmula.
G = K p · G p, (15)
donde K p es un coeficiente que tiene en cuenta la cantidad de pérdidas en los conductos de aire.
G = 1,1·13176= 14493,6 kg/h.
La productividad volumétrica de los sistemas de aire acondicionado L, m 3 / h, se encuentra mediante la fórmula
donde ρ es la densidad del aire suministrado, kg/m 3
ρ = 353/(273+tp)(17)
ρ = 353/(273+20) = 1,2 kg/m3;
L = 14493,6/1,2 = 12078 m3/h.
3.4 Determinación de la cantidad de aire exterior
La cantidad de aire exterior utilizada en SCR afecta el costo del calor y el frío durante el tratamiento de calor y humedad, así como el consumo de energía para la eliminación de polvo. En este sentido, siempre hay que esforzarse por reducir su cantidad tanto como sea posible.
La cantidad mínima permitida de aire exterior en los sistemas de aire acondicionado se determina en función de los requisitos:
Garantizar el estándar sanitario requerido de suministro de aire por persona, m 3 / h
L norte ΄ = l norte,(18)
donde l es el caudal normalizado de aire exterior suministrado por persona, m 3 /h;
n – número de personas en la sala, personas.
L norte ΄ = 25·285 = 7125 m 3 / h;
Compensación por escape local y creación de exceso de presión en la habitación.
L n ΄΄ = L mo + V pom ·К΄΄ , (19)
donde Lmo es el volumen de escape local, m 3 / h;
Sala V – volumen de la habitación, m 3;
K΄΄ es el tipo de cambio del aire.
L norte ΄΄ = 0 + 1820,7 2 = 3641,4 m 3 /h.
Seleccionamos el valor mayor entre L n ΄ y L n ΄΄ y aceptamos para cálculos adicionales L n ΄ = 7125 m 3 / h.
Determinamos el flujo de aire exterior mediante la fórmula.
G norte = L norte ·ρ norte, (20)
donde ρ n es la densidad del aire exterior, kg/m3.
Gn = 7125·1,18 = 8407,5 kg/h.
Comprobamos la recirculación del SCR:
14493,6 kg/h >8407,5 kg/h, se cumple la condición.
2. J y< J н
51 kJ/kg< 60 кДж/кг, условие выполняется.
3. El aire no debe contener sustancias tóxicas.
Nota: se cumplen todas las condiciones, por lo que utilizamos el esquema SCR con recirculación.
El caudal externo aceptado Ln debe ser al menos el 10% de la cantidad total de aire de suministro, es decir, se debe cumplir la condición
8407,5 kg/h ≥ 0,1 14493,6
8407,5 kg/h ≥ 1449,36 kg/h, se cumple la condición.
3.5 Diagrama de procesos de aire acondicionado para j - d diagrama
3.5.1 Construcción de un diagrama de procesos de aire acondicionado para la época cálida del año.
En el Apéndice A se proporciona un diagrama de los procesos de aire acondicionado en el diagrama J-d para el período cálido del año.
Consideremos el procedimiento para construir un circuito SCR con primera recirculación.
a) encontrar en el diagrama J-d la posición de los puntos H y B, caracterizando el estado del aire exterior e interior, según los parámetros indicados en las tablas 1 y 2;
b) conducir un haz de proceso a través de t.B, teniendo en cuenta el valor del coeficiente angular ε t;
c) determinar la posición de otros puntos:
T.P (es decir, el estado del aire de suministro), que se encuentra en la intersección de la isoterma tp con el rayo de proceso;
T.P΄ (es decir, el estado del aire de suministro a la salida del segundo calentador de aire VN2), para el cual se coloca un segmento de 1°C verticalmente desde T.P (el segmento PP΄ caracteriza el calentamiento del aire de suministro en los conductos de aire y el ventilador);
Т.О (es decir, el estado del aire a la salida de la cámara de riego), para lo cual se traza una línea desde Т.П΄ hacia abajo por la línea d = const hasta que se cruza con el segmento φ = 90% (el el segmento OP΄ caracteriza el calentamiento del aire en el segundo calentador de aire VN2);
T.U (es decir, el estado del aire que sale de la habitación), que se encuentra en la intersección de la isoterma t y con el rayo de proceso (el segmento de PWU caracteriza la asimilación de calor y humedad por el aire de la habitación);
T.U΄ (es decir, el estado del aire recirculado antes de mezclarlo con el aire exterior), para lo cual desde T.U a lo largo de la línea d = const
hacia arriba se reserva un segmento de 0,5 °C (el segmento УУ΄ caracteriza el calentamiento del aire de escape en el ventilador);
T.C (es decir, el estado del aire después de mezclar el aire recirculado con el aire exterior).
Los puntos У΄ y Н están conectados por una línea recta. El segmento U΄N caracteriza el proceso de mezcla de recirculación y aire exterior. El punto C se encuentra en la recta U΄N (en la intersección con J c).
La entalpía específica Jc, kJ/kg, del punto C se calcula mediante la fórmula
J с = (G n · J n + G 1р · J у΄)/ G, (21)
donde J n – entalpía específica del aire exterior, kJ/kg;
J c – entalpía específica del aire formado después de mezclar aire externo y recirculado, kJ/kg;
G 1р – caudal de aire de la primera recirculación, kg/h
GRAMO 1p = GRAMO - GRAMO norte (22)
G 1ð = 14493,6– 8407,5 = 6086,1 kg/h
J с = (8407,5 60+6086,1 51)/ 14493,6= 56,4 kJ/kg
Los puntos C y O están conectados por una línea recta. El segmento de CO resultante caracteriza el proceso politrópico de tratamiento térmico y húmedo del aire en la cámara de riego. Esto completa la construcción del proceso SCR. Ingresamos los parámetros de los puntos base según el formulario de la Tabla 4.
3.5.2 Construcción de un diagrama de procesos de aire acondicionado para la temporada de frío.
En el Apéndice B se muestra un diagrama de los procesos de aire acondicionado según el diagrama J-d para la época fría del año.
Consideremos el procedimiento para construir un circuito con la primera recirculación de aire en el diagrama J-d.
a) encontrar en el diagrama J-d la posición de los puntos base B y H, caracterizando el estado del aire exterior e interior, según los parámetros indicados en la tabla. 12;
b) pasar un haz de proceso a través del punto B, teniendo en cuenta la magnitud del coeficiente angular ε x;
c) determinar la posición de los puntos P, U, O:
T.U, ubicado en la intersección de la isoterma ty (para el período frío) con el rayo de proceso;
T. P, ubicado en la intersección del isenthalpe J p con el rayo de proceso; el valor numérico de la entalpía específica J p del aire suministrado para el período frío del año se calcula preliminarmente a partir de la ecuación
J p = J y – [ΣQ x /(0,278 G)], (23)
donde J y es la entalpía específica del aire que sale de la habitación durante la estación fría, kJ/kg;
Q x – exceso total de calor en la habitación durante la estación fría, W;
G – Productividad de SCR en la estación cálida, kg/h.
J p = 47 - = 38,6 kJ/kg
El segmento PVU caracteriza el cambio en los parámetros del aire en la habitación.
T. O (es decir, el estado del aire a la salida de la cámara de riego), ubicado en la intersección de la línea d p con la línea φ = 90%; el segmento OP caracteriza el calentamiento del aire en el segundo calentador de aire VN2;
T. C (es decir, el estado del aire después de mezclar el aire exterior, que se ha calentado en el primer calentador de aire VN1, con el aire que sale de la habitación), ubicado en la intersección del isenthalpe J o con la línea d c ; el valor numérico se calcula mediante la fórmula
d с = (G n · d n + G 1р · d у)/ G (24)
d c = (8407,5 0,8 + 6086,1 10)/ 14493,6 = 4,7 g/kg.
T.K, que caracteriza el estado del aire a la salida del primer calentador de aire VN1 y ubicado en la intersección de d n (contenido de humedad del aire exterior) con la continuación de la línea recta US.
Introducimos los parámetros del aire para los puntos base según el formulario de la Tabla 5.
Tabla 5 – Parámetros del aire en puntos base durante la estación fría
| Parámetros del aire | |||||
temperatura t, |
Específico entalpía J, kJ/kg |
Contenido de humedad d, g/kg | Relativo humedad φ, % |
||
| PAG | 13,8 | 38,6 | 9,2 | 85 | |
| EN | 20 | 45 | 9,8 | 68 | |
| Ud. | 21,44 | 47 | 10 | 62 | |
| ACERCA DE | 14,2 | 37 | 9,2 | 90 | |
| CON | 25 | 37 | 4,8 | 25 | |
| norte | -18 | -16,3 | 0,8 | ||
| A | 28 | 30 | 0,8 | 4 | |
3.6 Determinación de la demanda de calor y frío en sistemas de aire acondicionado
Durante la estación cálida, el consumo de calor en el segundo calentador de aire, W
Q t ВН2 = G(J p΄ - J o) 0,278, (25)
donde J p΄ es la entalpía específica del aire a la salida del segundo calentador de aire, kJ/kg;
J o - entalpía específica del aire en la entrada al segundo calentador de aire, kJ/kg.
Q t VN2 = 14493,6 (38 – 32,2) 0,278 = 23369,5 W
El consumo de frío para el proceso de enfriamiento y secado, W, está determinado por la fórmula
Q frío = G(J c - J o) 0,278,(26)
donde J с es la entalpía específica del aire a la entrada de la cámara de riego, kJ/kg;
J o - entalpía específica del aire a la salida de la cámara de riego, kJ/kg.
Q frío = 14493,6 (56,7 – 32,2) 0,278 = 47216 W
Cantidad de humedad condensada en el aire, kg/h
W К = G(d с - d о)·10 -3 ,(27)
donded с – contenido de humedad del aire a la entrada de la cámara de riego, g/kg;
d o - contenido de humedad del aire a la salida de la cámara de riego, g/kg.
W K = 14493,6 (11,5 – 8) 10 -3 = 50,7 kg/h
Durante la estación fría, el consumo de calor en el primer calentador de aire, W
Q x BH1 = G(J k - J n) 0,278,
donde J k es la entalpía específica del aire a la salida del primer calentador de aire, kJ/kg;
J n - entalpía específica del aire en la entrada del primer calentador de aire, kJ/kg.
Q x VN1 = 14493,6 (30- (-16,3)) 0,278 = 18655,3 W
Consumo de calor en la estación fría en el segundo calentador de aire, W
Q x BH2 = G(J p - J o) 0,278, (28)
donde J p es la entalpía específica del aire a la salida del segundo calentador de aire durante la estación fría, kJ/kg;
J o - entalpía específica del aire a la entrada del segundo calentador de aire durante la estación fría, kJ/kg.
Q x VN2 = 14493,6 (38,6 – 37) 0,278 = 6447 W
Consumo de agua para humidificación del aire en la cámara de riego (para reponer la cámara de riego), kg/h
W П = G(d о – d с)·10 -3 (29)
WP = 14493,6 (9,2 – 4,8) 10 -3 = 63,8 kg/h.
3.7 Selección de una marca de aire acondicionado y su diseño
Los aires acondicionados de la marca KTZZ pueden funcionar en dos modos de rendimiento del aire:
En modo de rendimiento nominal
En modo máximo rendimiento
Los acondicionadores de aire de la marca KTTSZ se fabrican únicamente según esquemas de diseño de equipos básicos o con sus modificaciones, formadas por complementos con el equipo necesario, reemplazando un equipo por otro o excluyendo ciertos tipos de equipos.
El índice del aire acondicionado de la marca KTZZ se determina teniendo en cuenta la productividad volumétrica total.
L 1,25 = 12078 1,25 = 15097,5 m 3 / h
Elegimos un aire acondicionado de la marca KTTSZ - 20.
3.8 Cálculos y selección de elementos de aire acondicionado.
3.8.1 Cálculo de la cámara de riego
Calculamos OKFZ utilizando el método VNIIKonditsioner.
a) período cálido
Determinación de la productividad volumétrica de SCR
L = 12078 m 3 /h
versión 1, número total de boquillas n f = 18 uds.
Determinamos el coeficiente de eficiencia adiabática del proceso teniendo en cuenta las características del haz de proceso de la cámara mediante la fórmula
E a = (J 1 – J 2)/(J 1 – J pr), (30)
donde J 1, J 2 es la entalpía del aire en la entrada y salida de la cámara, respectivamente,
J pr - entalpía del estado límite del aire en el diagrama J-d,
E a = (56,7 – 32,2)/(56,7 – 21) = 0,686
Determinación de la diferencia relativa en las temperaturas del aire.
Θ = 0,33 s w μ (1/ E p – 1/ E a) (31)
Θ = 0,33 4,19 1,22 (1/ 0,42 – 1/ 0,686) = 1,586
Calcular la temperatura inicial del agua en la cámara.
t w 1 = t en pr -Θ(J 1 – J 2)/ con w ·μ, (32)
donde t en pr – temperatura máxima del aire, °C.
t w 1 = 6,5-1,586(56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =3,32 °C
Calculamos la temperatura final del agua (a la salida de la cámara) mediante la fórmula
t w 2 = t w 1 + (J 1 – J 2)/ con w μ(33)
t w 2 = 1,32 + (56,7 – 32,2)/ 4,19 1,22 = 9,11 °C
Determinación del caudal de agua pulverizada.
Gw = µ·G(34)
Gw = 1,22·14493,6 = 17682,2 kg/h (~17,7 m3/h)
Calculamos el caudal de agua a través de la boquilla (rendimiento de la boquilla)
g f = G w /n f (35)
g f = 17682,2 /42 = 421 kg/h
La presión de agua requerida frente a la boquilla está determinada por la fórmula
ΔР f = (g f /93,4) 1/0,49 (36)
ΔР f = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 kPa
El funcionamiento estable de los inyectores corresponde a 20 kPa ≤ ΔР f ≤ 300 kPa. Se cumple la condición.
El flujo de agua fría de la estación de refrigeración está determinado por la fórmula
G w x = Q frío / s w (t w 1 - t w 2)(37)
Gwx = 47216/ 4,19 (9,11 – 3,32) = 4935,8 kg/h (~4,9 m 3 / h).
b) período frío
Durante esta época del año, OKFZ funciona en modo de humidificación del aire adiabático.
Determinamos el coeficiente de eficiencia de transferencia de calor usando la fórmula.
E a = (t 1 – t 2)/(t 1 – t m1)(38)
E a = (25 – 14,2)/(25 –13,1) = 0,908
El coeficiente de riego se determina a partir de la dependencia gráfica E a =f(μ).
Además, gráficamente, usando el valor de μ, encontramos el valor numérico del coeficiente
coeficiente de eficiencia de entalpía reducida E p.
Calculamos el caudal de agua rociada usando la fórmula (34)
G w = 1,85 14493,6 = 26813,2 kg/h (~26,8 m 3 / h)
Determinamos el rendimiento de la boquilla usando la fórmula (35)
g f = 26813,2 /42 = 638 kg/h
Determinamos la presión de agua requerida frente a las boquillas usando la fórmula (36)
ΔР f = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 kPa
Calculamos el caudal de agua que se evapora en la cámara usando la fórmula
G w uso = G(d o – d s) 10 -3 (39)
G w isp = 14493,6 (9,2–4,8) 10 -3 = 63,8 kg/h
Como se desprende del cálculo, el mayor caudal de agua (26,8 m 3 /h) y la mayor presión de agua delante de las boquillas (50,4 kPa) corresponden a la época fría del año. Estos parámetros se toman como se calculan al seleccionar una bomba.
3.8.2 Cálculo de calentadores de aire.
Los calentadores de aire se calculan para dos períodos del año: primero, se realizan cálculos para el período frío y luego para el período cálido del año.
Los calentadores de aire de la primera y segunda calefacción también se calculan por separado.
El propósito del cálculo de los calentadores de aire es determinar las superficies de transferencia de calor requeridas y disponibles y su modo de funcionamiento.
Durante el cálculo de verificación, se especifica el tipo y la cantidad de calentadores de aire básicos, según la marca del aire acondicionado central, es decir, primero se acepta el diseño estándar y se especifica mediante cálculo.
Periodo frio
Al calcular, calcule:
Calor necesario para calentar el aire, W
Voz = 18655,3W;
Consumo de agua caliente, kg/h:
G w = 3.6Q voz /4.19(t w n – t w k) = 0.859Q voz /(t w n – t w k) (40)
Gw =0,859·18655,3/(150 – 70) = 200,3 kg/h;
Dependiendo de la marca del aire acondicionado, se selecciona la cantidad y el tipo de intercambiadores de calor básicos, para los cuales se calcula la velocidad másica del movimiento del aire en la sección abierta del calentador de aire, kg/(m 2 s):
ρv = G voz /3600 f voz, (41)
donde f aire es el área de la sección transversal abierta para el paso del aire en el calentador de aire, m 2
Velocidad de movimiento del agua caliente a través de las tuberías del intercambiador de calor, m/s
w = G w /(ρ w f w 3600), (42)
donde ρ w es la densidad del agua a su temperatura media, kg/m3;
f w – área de la sección transversal para el paso del agua, m2.
w = 200,3/(1000·0,00148·3600) = 0,038 m/s.
Tomamos la velocidad igual a 0,1 m/s.
Coeficiente de transferencia de calor, W/(m 2 K)
К = а(ρv) q w r ,(43)
donde a, q, r son coeficientes
Diferencia de temperatura media entre refrigerantes:
Δt av = (t w n + t w k)/2 – (t n + t k)/2 (44)
Δt av = (150 + 70)/2 – (-18 +28)/2 = 35°С
Área de intercambio de calor requerida, m 2
F tr = Q aire /(K Δt promedio) (45)
F tr = 18655,3/(27,8 35) = 19,2 m2
[(F r - F tr)/ F tr ]·100≤15%(46)
[(36,8 – 19,2)/ 19,2] 100 = 92%
No se cumple la condición, aceptamos el calentador de aire VN1 con reserva.
a) período frío
Voz = 6447 W;
Consumo de agua caliente, kg/h, según fórmula (40)
Gw =0,859·6447/(150 – 70) = 69,2 kg/h;
Dependiendo de la marca del aire acondicionado, se selecciona el número y tipo de intercambiadores de calor básicos, para los cuales se calcula la velocidad másica del movimiento del aire en la sección viva del calentador de aire, kg/(m 2 s), según la fórmula ( 41) ρv = 14493,6 /3600 2,070 = 1, 94 kg/(m 2 s);
Velocidad de movimiento del agua caliente a través de los tubos del intercambiador de calor, m/s, según fórmula (42)
w = 69,2 /(1000·0,00148·3600) = 0,013 m/s.
Suponemos que la velocidad es 0,1 m/s.
Coeficiente de transferencia de calor, W/(m 2 K), según la fórmula (43)
K = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,8 W/(m2K);
La diferencia de temperatura promedio entre refrigerantes, según la fórmula (44)
Δt av = (150 + 70)/2 – (13,8 +14,2)/2 = 26°C
Área de intercambio de calor requerida, m 2, según fórmula (45)
F tr = 6447/(27,8 26) = 8,9 m2
Verificamos la condición usando la fórmula (46)
[(36,8 – 8,9)/ 8,9] 100 =313%
b) período cálido
Usando las fórmulas propuestas anteriormente (40)-(46), recalculamos para el período cálido
Voz = 23369,5 W;
Gw =0,859·23369,5 /(70 – 30) = 501,8 kg/h
ρv = 14493,6 /3600 2,070 = 1,94 kg/(m 2 s);
w = 501,8 /(1000·0,00148·3600) = 0,094 m/s.
Para cálculos adicionales, asumimos una velocidad igual a 0,1 m/s.
K = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,88 W/(m2K);
Δt av = (30 + 70)/2 – (12 +19)/2 = 34,5 °C
F tr = 23369,5 /(27,88 · 34,5) = 24,3 m2
En este caso, se debe cumplir la siguiente condición: entre la superficie disponible F r (calentador de aire preseleccionado) y la superficie requerida F tr, el margen de la superficie de transferencia de calor no debe exceder el 15%
[(36,8 – 24,3)/ 24,3] 100 = 51%
No se cumple la condición, aceptamos el calentador de aire VN2 con un margen.
3.8.3 Selección de filtros de aire
Para limpiar el aire del polvo, los SCR incluyen filtros, cuyo diseño está determinado por la naturaleza de este polvo y la limpieza requerida del aire.
La elección del filtro de aire se realiza según [2, libro 2].
Según los datos disponibles, seleccionamos el filtro FR1-3.
3.8.4 Cálculo de la resistencia aerodinámica de los sistemas de aire acondicionado.
La resistencia aerodinámica total del SCR se encuentra usando la fórmula
Р с = ΔР pk + ΔР f + ΔР in1 + ΔР ok + ΔР in2 + ΔР in + ΔР in.v. , (47)
donde ΔР pc – resistencia de la unidad receptora, Pa
ΔР pico = Δh pico ·(L/L k) 1,95 (48)
(aquí L es la productividad volumétrica calculada de SCR, m 3 /h;
Lк – capacidad volumétrica del aire acondicionado, m 3 /h;
Δh pc – resistencia de bloqueo con el rendimiento nominal del aire acondicionado (Δh pc = 24 Pa), Pa);
ΔР pc = 24·(12078/20000) 1,95 = 8,98 Pa;
ΔР f – resistencia aerodinámica del filtro (con el contenido máximo de polvo del filtro ΔР f = 300 Pa), Pa;
ΔР в1 – resistencia aerodinámica del primer calentador de aire, Pa;
ΔР в1 = 6,82 (ρv) 1,97 R
ΔР pulg1 = 6,82 (1,94) 1,97 ·0,99 = 24,9 W.
ΔР в2 – resistencia aerodinámica del segundo calentador de aire, Pa
ΔР в2 = 10,64·(υρ) 1,15·R, (49)
(aquí R es un coeficiente que depende de la temperatura media aritmética del aire en el calentador de aire);
ΔР в2 = 10,64·(1,94) 1,15·1,01 = 23,03 Pa;
ΔР ok – resistencia aerodinámica de la cámara de riego, Pa
ΔР bien = 35·υ bien 2,(50)
(aquí υ ok – velocidad del aire en la cámara de riego, m/s);
ΔР aprox = 35·2,5 2 = 218,75 Pa;
ΔР pr – resistencia aerodinámica de la sección de conexión, Pa
ΔР pr = Δh pr (L/L k) 2, (51)
(aquí Δh pr es la resistencia de la sección a capacidad nominal (Δh pr = 50 Pa), Pa);
ΔР pr = 50(12078/20000) 2 = 18,2 Pa;
ΔР in.v – resistencia aerodinámica en conductos de aire y distribuidores de aire (ΔР in.v = 200 Pa), Pa.
P s = 8,98 + 300 +24,9 + 218,75 + 23,03 + 18,2 +200 = 793,86 Pa.
3.9 Selección de un ventilador de aire acondicionado
Los datos iniciales para seleccionar un ventilador son:
Capacidad del ventilador L, m 3 /h;
Presión condicional desarrollada por el ventilador Ру, Pa y especificada por la fórmula
R y = R s [(273+t p)/293] R n /R b, (52)
donde t p – temperatura del aire suministrado en la estación cálida, °C;
P n – presión del aire en condiciones normales (P n = 101320 Pa), Pa;
Р b – presión barométrica en el lugar de instalación del ventilador, Pa.
R y = 793,86 [(273+20)/293] 101230/101000 = 796 Pa.
En base a los datos obtenidos, seleccionamos el ventilador V.Ts4-75 versión E8.095-1.
n pulg = 950 rpm
N y = 4 kW
3.10 Selección de bomba para cámara de riego
La selección de la bomba se realiza teniendo en cuenta el caudal de fluido y la necesidad.
ora. El flujo de fluido debe corresponder al volumen volumétrico máximo.
caudal de agua circulante en la cámara de riego, m 3 / h
L w = G w máx /ρ,(53)
donde G w max es el caudal másico máximo de agua en OCP, kg/h;
ρ – densidad del agua que ingresa al OKF, kg/m3.
L w = 26813,2 /1000 = 26,8 m 3 / h
Presión de bomba requerida N tr, m agua. Art., determinado por la fórmula.
N tr = 0,1Р f + ΔН, (54)
donde Р f – presión del agua delante de las boquillas, kPa;
ΔН – pérdida de presión en las tuberías, teniendo en cuenta la altura de subida al colector (para cámaras de riego ΔН = 8 m de columna de agua), m agua. Arte..
N tr = 0,1 50,4 + 8 = 13,04 m ac. Arte.
En base a los datos obtenidos, seleccionamos para ello una bomba y un motor eléctrico.
Parámetros de la bomba seleccionada:
Nombre: KK45/30A;
Consumo de líquido 35 m 3 / h;
Caída total 22,5 m de agua. Arte.;
Parámetros del motor eléctrico seleccionado:
Tipo A02-42-2;
Peso 57,6 kilogramos;
Potencia 3,1kW.
3.11 Cálculo y selección de equipos principales del sistema de refrigeración.
El objetivo del cálculo de los equipos principales del sistema de refrigeración es:
Cálculo de la capacidad frigorífica requerida y selección del tipo de máquina frigorífica;
Encontrar los parámetros operativos de la máquina frigorífica y realizar, en base a ellos, un cálculo de verificación de los elementos principales de la unidad frigorífica: evaporador y condensador.
El cálculo se realiza en la siguiente secuencia:
a) encuentre la capacidad de enfriamiento requerida de la máquina de refrigeración, W
Q x = 1,15 Q frío, (55)
donde Q cool es el consumo de refrigeración, W.
Q x = 1,15 47216 = 59623,4 W
b) teniendo en cuenta el valor de Q x, seleccionamos el tipo de máquina frigorífica MKT40-2-1.
c) determinar el modo de funcionamiento de la máquina frigorífica, para lo cual calculamos:
Temperatura de evaporación del refrigerante, °C
t y = (t w a +t x)/2 – (4…6), (56)
donde t w к es la temperatura del líquido que sale de la cámara de riego y entra al evaporador, °C;
t x – temperatura del líquido que sale del evaporador y entra en la cámara de riego, °C.
Temperatura de condensación del refrigerante, °C
t k = t w k2 +Δt,(57)
donde t w к2 es la temperatura del agua que sale del condensador, °C
t w к2 =t w к1 +Δt (58)
(aquí t w k1 es la temperatura del agua que entra al condensador, °C (Δt = 4...5°C); en este caso, t k no debe exceder +36°C.)
t w к1 = t мн + (3…4), (59)
donde t mn es la temperatura del aire exterior según un termómetro húmedo durante la época cálida del año, °C.
t y = (3,32+9,11)/2 – 4 = 2,215°C
tmn = 10,5°С
tw к1 = 10,5 + 4 = 10,9°С
t w k2 =10,9 + 5 = 15,9°C
t k = 15,9 + 5 = 20,9 °C
Temperatura de subenfriamiento del refrigerante líquido delante de la válvula de control, °C
t por = t w к1 + (1…2)
t por = 10,9 + 2 = 12,9 °C
Temperatura de succión del vapor de refrigerante al cilindro del compresor, °C
t sol = t y + (15…30), (60)
donde t y es la temperatura de evaporación del refrigerante, °C
t sol = 0,715+25 = 25,715 °C
d) realizar un cálculo de verificación del equipo, para lo cual calculan:
Superficie del evaporador según la fórmula.
F y = Q fresco /K y ·Δt av.y, (61)
donde K y es el coeficiente de transferencia de calor de un evaporador de carcasa y tubos que funciona con freón 12 (K y = (350...530) W/m 2 K);
Δt avg – diferencia de temperatura promedio entre los refrigerantes en el evaporador, determinada por la fórmula
Δt av.i = (Δt b – Δt m)/2.3lg Δt b / Δt m (62)
Δt b = Δt w 2 - t y (63)
Δtb = 9,11 – 2,215 =6,895 °C (64)
Δtm =3,32 – 2,215 = 1,105°C
Δt promedio = (6,895–1,105)/2,3lg6,895 / 1,105= 3,72 °C
F y = 47216/530 3,72 = 23,8 m2
Comparamos la superficie calculada F con la superficie del evaporador F y ` dada en las características técnicas de la máquina frigorífica; en este caso se debe cumplir la condición
F y ≤ F y `
23,8 m2< 24 м 2 – условие выполняется
Superficie del condensador según la fórmula.
F k = Q k /K k ·Δt sr.k, (65)
Q k = Q x + N k.pulg, (66)
(aquí N k.in es la potencia indicadora consumida del compresor; con cierto margen, la potencia indicadora se puede tomar igual a la potencia consumida del compresor, W);
K k es el coeficiente de transferencia de calor de un condensador de carcasa y tubos que funciona con freón 12 (K k = (400...650) W/m 2 K);
Δt avg – diferencia de temperatura promedio entre los refrigerantes en el condensador, determinada por la fórmula, °C
Δt promedio.k = (Δt b – Δt m)/2.3lg Δt b / Δt m (67)
Δt b = t k - t w k1 (68)
Δtb = 20,9 – 3,32 = 17,58°C
Δt m = t k - t w k2 (69)
Δt m = 20,9 – 9,11 = 11,79 °C
Δt promedio = (17,58 – 11,79)/2,3lg17,58/11,79 = 14 °C
Q k = 59623,4 + 19800 = 79423,4 W
F k = 79423,4 /400 14 = 14,2 m 2
La superficie calculada del condensador F k se compara con la superficie del condensador F k `, cuyo valor numérico se da en las características técnicas de la máquina de refrigeración, y se debe cumplir la condición.
F a ≤ F a `
14,2 m2 ≤ 16,4 m2 – se cumple la condición.
El caudal de agua en el condensador, kg/s, se calcula mediante la fórmula
W = (1.1· Q k)/c w (t w k2 - t w k1), (70)
donde c w es la capacidad calorífica específica del agua (c w = 4190 J/(kg K))
W = (1,1·79423,4)/4190·(9,11–1,32) = 2,6 kg/s.
Lista de fuentes utilizadas
1. SNIP 2.04.05-91. Calefacción, ventilación y aire acondicionado. – M.: Stroyizdat, 1991.
2. Instalaciones sanitarias interiores: Ventilación y climatización / B.V. Barkalov, N.N. Pavlov, S.S. Amirjanov y otros; Ed. N.N. Pavlova yu.i. Schiller: En 2 libros. – 4ª ed., revisada. y adicional – M.: Stroyizdat, 1992. Libro. 1, 2. Parte 3.
3. Averkin A.G. Ejemplos y tareas para el curso “Aire acondicionado y refrigeración”: Libro de texto. prestación. – 2ª ed., rev. y adicional – M.: Editorial ASV, 2003.
4. Averkin A. G. Aire acondicionado y refrigeración: Directrices para el trabajo del curso. – Penza: PISI, 1995.
El documento analiza la aplicación de sistemas de enfriamiento evaporativo, torres de enfriamiento secas y torres de enfriamiento mixtas desde el punto de vista del impacto ambiental, costo de construcción y eficiencia de uso.
El jefe del grupo de diseño de torres de refrigeración de JSC ATOMPROEKT, Mikhail Presman, presentó los resultados del estudio de viabilidad en una reunión del Consejo Público de la Corporación Estatal Rosatom en la ciudad de Sosnovy Bor el 13 de abril.
Según el análisis, cualquier opción para los sistemas de refrigeración, con excepción de las torres de refrigeración por evaporación, requerirá una ampliación significativa del emplazamiento industrial de la central nuclear. Con una ligera diferencia en el impacto sobre el medio ambiente en el marco de las normas aprobadas por la legislación de la Federación de Rusia, las opciones para los sistemas de refrigeración que utilizan torres de refrigeración "secas" y combinadas tienen un costo de tres a cuatro veces mayor que el costo de construcción. Torres de enfriamiento evaporativo tradicionales. Al mismo tiempo, el funcionamiento de las torres de refrigeración "secas" afectará seriamente la potencia de las unidades de energía en construcción, reduciéndola en más de 20 MW por año. Así, las “pérdidas” económicas anuales al utilizar torres de refrigeración “secas” y combinadas oscilarán entre 750 millones y mil millones de rublos.
La opción más económica para un sistema de refrigeración por agua de circuito secundario es un sistema de flujo directo que utiliza depósitos naturales. Esta opción se utiliza en proyectos de centrales nucleares de exportación desarrollados por ATOMPROEKT, por ejemplo, en China y Finlandia, pero no se puede utilizar en Rusia según los requisitos del Código de Aguas. En estas condiciones, la opción económicamente más viable para el proyecto de la segunda etapa del LNPP-2 es el uso de torres de enfriamiento evaporativo.
La central nuclear Leningrado-2 se está construyendo según el proyecto "AES-2006", un moderno diseño evolutivo para una central nuclear de tercera generación. En el proyecto CN-2006 se utilizan cuatro canales activos de sistemas de seguridad que se duplican entre sí, así como sistemas de seguridad pasivos, cuyo funcionamiento está determinado únicamente por las leyes de la física y no depende de factores "humanos".
Los métodos de refrigeración, según el tipo de medio refrigerante, se dividen en refrigeración directa y refrigeración con refrigerante líquido (enfriamiento indirecto).
En el caso del enfriamiento directo, el calor percibido por los dispositivos de enfriamiento se transfiere directamente al refrigerante que hierve en ellos. Cuando se enfría con refrigerante, el calor de los dispositivos de refrigeración se transfiere a un medio intermedio: el refrigerante, con la ayuda del cual se transfiere al refrigerante ubicado en el evaporador de la unidad de refrigeración, generalmente ubicado a cierta distancia del objeto que se está enfriando. .
Con este método de enfriamiento, la eliminación de calor del objeto enfriado provoca un aumento de la temperatura del refrigerante en los dispositivos de enfriamiento sin cambiar su estado de agregación.
Las áreas de aplicación de un método particular están determinadas por sus características, que influyen en el proceso tecnológico, así como en los indicadores económicos.
Un sistema de refrigeración con enfriamiento directo es más simple porque No dispone de evaporador para enfriar el refrigerante ni de bomba para su circulación. Como resultado, esta instalación requiere menores costes iniciales en comparación con una instalación de refrigeración indirecta, así como menores costes energéticos.
Al mismo tiempo, el método de enfriamiento directo también tiene serias desventajas, a saber:
Existe el peligro de que entre refrigerante en las instalaciones (aparatos) si se viola la densidad del sistema. El peligro para las personas aumenta considerablemente cuando se utilizan refrigerantes tóxicos como el amoníaco.
Incluso cuando se utilizan refrigerantes más seguros, como los freones, no es deseable utilizar la refrigeración directa de habitaciones donde puede haber una gran cantidad de personas.
Esta relación de ventajas y desventajas de ambos sistemas durante mucho tiempo no dio ventajas predominantes a ninguno de ellos.
Sin embargo, debido a la llegada y el uso generalizado del control automático del suministro de refrigerante a los dispositivos de enfriamiento, las unidades de refrigeración con enfriamiento directo han ganado ventajas ya que son más económicas en capital y costos operativos y más duraderas.
Dependiendo del tipo de dispositivos de enfriamiento y del método de organización de la circulación del aire en la sala refrigerada, el enfriamiento sin contacto con transferencia de calor a través del aire se divide en sistemas de enfriamiento de baterías (cuando se usan baterías, dispositivos de enfriamiento con libre movimiento de aire), enfriamiento por aire ( cuando se utilizan enfriadores de aire (dispositivos de enfriamiento con movimiento de aire forzado) y enfriamiento mixto (usando baterías y enfriadores de aire).
El sistema de refrigeración por aire se caracteriza por el movimiento forzado del aire en la habitación y por sus velocidades significativamente más altas, que en algunos dispositivos alcanzan hasta 10 m/s.
Con la refrigeración por aire, el aire se mezcla mejor, por lo que no hay una diferencia marcada de temperatura y humedad en todo el volumen.
Las velocidades de aire más altas, características de los sistemas de refrigeración por aire, intensifican el proceso de intercambio de calor tanto entre el cuerpo enfriado y el aire como entre el aire y los dispositivos de refrigeración (el coeficiente de transferencia de calor durante la refrigeración por aire aumenta en promedio de tres a cuatro veces). Esto reduce el tiempo de enfriamiento y por lo tanto reduce el tiempo de procesamiento.
Las ventajas inherentes a los sistemas de refrigeración con enfriadores de aire son obvias, por lo que el proyecto utiliza un esquema de enfriamiento descentralizado directo, eligiendo enfriadores de aire como dispositivos de enfriamiento.
El refrigerante se suministra a los dispositivos de estrangulación debido a la diferencia de presión entre los lados de baja y alta presión de la unidad de refrigeración.
El uso de un sistema de enfriamiento de cámara descentralizado tiene una serie de ventajas sobre un sistema de enfriamiento centralizado, tales como:
- - independencia de los objetos enfriados entre sí;
- - funcionamiento más fiable, establecimiento de condiciones de temperatura precisas;
- - reducir la cantidad de equipos y la longitud de las tuberías;
- - la posibilidad de utilizar máquinas frigoríficas agregadas y su mayor fiabilidad gracias a la simplificación y reducción del volumen de trabajo de instalación;
- - alta preparación de fábrica de los equipos para la instalación.