Кондиционирование воздуха и холодоснабжение гражданского здания

kondicionirovanie_vozduha_i_holodosnabzhenie_gr.docx

Нижегородский государственный архитектурно-строительный университет
Кафедра отопления и вентиляции
на тему: «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение гражданского здания»
Кондиционирование воздуха – создание и автоматическое поддержание в помещении заданных параметров воздушной среды по температуре влажности чистоте газовому составу уровню шума и скорости движения наиболее благоприятных для технологического процесса или труда и отдыха человека.
При кондиционировании воздуха его подвергают тепловлажностной обработке.
В жаркие летние дни наружный воздух имеет высокую температуру и большую влажность. Перед подачей в помещение такой воздух необходимо охладить а иногда и осушить. Зимой наружный воздух имеет низкую температуру и небольшую влажность поэтому перед подачей в помещение его приходиться нагревать и увлажнять.
Тепловлажностной обработке воздух подвергают в установках называемых кондиционерами. Установки кондиционирования воздуха имеют специальные устройства для определенных видов его обработки. Нагревают воздух обычно в водонагревателях где он получает тепло от оребренных поверхностей трубок по которым протекает теплоноситель. Охлаждение воздуха осуществляется в поверхностных или в контактных воздухоохладителях. В поверхностных воздухоохладителях воздух отдает тепло поверхностям трубок по которым пропускают холодную воду или другой холодоноситель. Если эти поверхности имеют температуру ниже точки росы то на них выпадает влага из воздуха и последний не только охлаждается но и осушается. Поверхности трубок воздухоохладителя или воздухонагревателя в некоторых случаях орошают водой так как воздух интенсивнее обменивается теплом со смоченной поверхностью. Кроме того при орошении водой воздух можно наряду с нагреванием или охлаждением осушать или увлажнять. В контактных охладителях воздух охлаждается в результате непосредственного контакта с водой. Наиболее часто воздух проходит через дождевое пространство оросительной камеры в которой форсунками разбрызгивается охлажденная вода.
Месторасположение клуба – г. Архангельск
Расчетная географическая широта по [3]: 640 с.ш.
Расчетное барометрическое давление по [3]: 1010 Гпа
Расчетные параметры наружного воздуха:
Для теплотехнического расчета ограждающих конструкций [1]:
расчетная температура наиболее холодной пятидневки (Коб = 092)
расчетная температура наиболее холодных суток (Коб =092)
расчетная температура наиболее холодных трех суток
Для проектирования кондиционирования воздуха [3]:
-расчетная температура и энтальпия в холодный период года (параметры Б): t хн= -31 оС I хн= -308 кДжкг
-расчетная температура и энтальпия в теплый период года:
где: tнб и Iнб – параметры Б;
Повторяемость направлений ветра по румбам в % [1]:
Минимальная из средних скоростей ветра по румбам за июль [1]: 4мс
Расчетные параметры внутреннего воздуха для проектирования кондиционирования [3]:
- оптимальная температура воздуха в холодный и теплый периоды:
tхв=20-22 оС; tтв=23 – 25 оС;
- оптимальная влажность воздуха:φх=45 – 30%; φт=60 – 30%;
Количество человек в зале: 400 чел.
Расчетные параметры теплоносителя: 1=150 оС; 2=70 оС;
Расчет теплопотерь помещения.
1 Расчет теплопотерь через ограждения.
Потери теплоты ограждениями складываются из теплопотерь через все ограждающие конструкции с учетом добавок.
Потери теплоты следует определять по формуле:
Q=A(tр-text)(1+)nR Вт
Где А- расчетная площадь ограждающей конструкции м2;
R- сопротивление теплопередаче ограждающей конструкции (м2*оС)Вт;
tр - расчетная температура воздуха оС (tр=20 оС);
– добавочные потери теплоты в долях от основных потерь;
n – коэффициент принимаемый в зависимости от положения наружной поверхности конструкций по отношению к наружному воздуху.
2 Теплотехнический расчёт полов
Воздушная прослойка =03 м λ=019 Вт м °С
Доски сосновые =005 м λ=009 Вт м °С
Паркет =0005 м λ=01 Вт м °С
Термическое сопротивление пола на грунте рассчитывается по зонам. Дла каждой зоны формула имеет вид:
Rн.п. – сопротивление неутеплённого пола
Для каждой зоны термическое сопротивление больше требуемого которое равно R=352 м2 °СВт поэтому данная конструкция соответствует требованиям СНиП
Расчет теплопотерь через ограждения сводим в таблицу 3:
Расчет теплопотерь через ограждения
Ориентация ограждения
Размеры ограждения м х м
Основные теплопотери
Добавочные теплопотери
Расчет тепловыделений в зале.
1 Тепловыделение в зале от освещения.
где Nосв – мощность источников искусственного освещения Вт;
где N1 – мощность источников искусственного освещения Вт на 1 м2 площади пола;
Qосв= 6 · 4503 = 2700 Вт
2 Количество тепла поступающего за счет дежурного отопления.
Qот = [Qогрпот·(tотв - tх5)] (tв-tх5) Вт
где tотв – расчетная температура дежурного отопления;
tх5 – температура наиболее холодной пятидневки;
tв – расчетная температура внутреннего воздуха в помещении ( в рабочее время);
Qогрпот – сумма теплопотерь через наружные ограждающие конструкции и теплопотерь на инфильтрацию воздуха через щели притворов.
Qот= [9950(14+31)](20+31)=8780 Вт
3 Теплопоступления в помещение за счет солнечной радиации.
Qпокр = (qо + Аq · )·Fп Вт [11]
где Fп – площадь покрытия м2;
qо – среднесуточное поступление теплоты в помещение (зависит от широты) Втм2;
Rоп=026 – коэффициент теплопередачи покрытия (м2·°С)Вт
tнусл – условная среднесуточная температура наружного воздуха °С.
t н = 225°С – расчетная температура наружного воздуха в теплый период;
ρр – коэффициент поглощения теплоты солнечной радиации наружной поверхностью покрытия; ρр = 09 [прил.7;2]
Iср – среднесуточное количество тепла солнечной радиации поступающей в июле на горизонтальную поверхность Втм2; Iср = 319 Втм2 [прил.5;1];
αн – коэффициент теплоотдачи наружной поверхности ограждающих конструкций
– минимальная из средних скоростей ветра по румбам за июль повторяемость которых составляет 16% и более. V = 4 мс
– коэффициент для определения изменяющихся величин теплового потока в различные часы суток. Находится в зависимости от Δz.
Число часов до или после max поступления теплоты:
D – тепловая инерция конструкции:
где λ и S– коэффициенты теплопроводности и теплоусвоения
zр – расчетный час суток – это час суток когда совместные поступления солнечной радиации через покрытие будут максимальны zр = 11-12ч [прил.5;1].
Коэффициент для определения изменяющихся величин теплового потока в различные часы суток по [табл.4.1;5] = 025.
Аq – амплитуда колебаний теплового потока
k’ – коэффициент принимаемый равным 10 для покрытий без вентилируемых воздушных прослоек;
αв – коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности покрытия αв = 87 Вт(м2·°С) [2];
Aв – амплитуда колебаний температуры внутренней поверхности ограждающих конструкций:
Atнрасч – расчетная амплитуда колебаний температуры наружного воздуха:
Аtн – максимальная амплитуда суточных колебаний температуры наружного воздуха Аtн = 109°С;
ρр – коэффициент поглощения солнечной радиации наружной поверхностью;
- величина затухания расчетной амплитуды колебаний температуры наружного воздуха:
где: е – 2718 – основание натуральных логарифмов;
D=595 – тепловая инерция ограждающей конструкции;
S1S2 Sn – расчетные коэффициенты теплоусвоения материала отдельных слоев ограждающей конструкции Вт(м2·°С)
- коэффициенты теплоусвоения наружной поверхности отдельных слоев ограждающей конструкции Вт(м2·°С)
Для жб плиты (слой 1) :
Для утеплителя (слой 2):
Для цементно-песчаной стяжки (слой 3):
Для рубероида (слой 4):
4 Тепловыделения и влаговыделения от людей.
Тепловыделения и влаговыделения от людей зависят от температуры окружающего воздуха и от тяжести выполняемой ими работы. В зрительном зале люди выполняют легкую работу.
Расчет тепловыделений и влаговыделений от людей следует рассчитывать отдельно для теплого и холодного периодов так как в эти периоды температура внутреннего воздуха в зале имеет различные значения. Расчетные формулы имеют вид:
Qл=qлnм+085 qлnж Вт
Wл=gлnм+085 gлnж кгч
где qл – количество полной теплоты выделяемой одним человеком Втчел
gл – количество влаги выделяемое одним человеком кг(ч*чел);
gлз = 2528·10-3 г(с·чел) = 9101 ·10-3 кг(ч·чел)
gлл = 3200·10-3 г(с·чел) = 11520 ·10-3 кг(ч·чел)
nм – число мужчин в зале чел.
nж – число женщин в зале чел.
Qлз=1486*200+085 *1486*200 = 54980 Вт
Qлл=145*200+085 *145*200=53650 Вт
Wлз=9101 *10-3*200+085* 9101 *10-3*200 = 337 кгч
Wлл=11520*10-3*200+085* 11520 *10-3*200 = 426 кгч
Тепловой баланс зала.
Теплоизбытки или теплонедостатки помещения определяются по формуле:
Тепловой баланс зала записываем в виде таблицы 2 для холодного и теплого периодов.
Таблица 2. Тепловой баланс зала
Теплопоступления Qтвыд Вт
Влаговыделения W кгс
Ограждающие конструкции: 9950
Солнечная радиация: 1600 2.Люди: 53650
Определение воздухообмена и параметров воздуха в кондиционируемом помещении
Производительность систем кондиционирования воздуха Gпр определяется по тепловому периоду года. Количество приточного воздуха зависит от принятого значения допустимого перепада температур Δtдоп (точки В и П) и величины теплоизбытков ΔQт определенный из теплового баланса для теплого периода:
IyIn – соответственно энтальпии удаляемого из зала воздуха и воздуха на выходе из воздухораспределителя принимается по I-d – диаграмме
Построение I-d – диаграммы
На I-d – диаграмме наносят область оптимальных значений по параметрам микроклимата в зале:
В этой области выбирают точку В которая характеризует оптимальные параметры микроклимата в зале.
Через точку В проводят линию параллельно линии углового масштаба. На этой линии в сторону уменьшения температуры откладывают допустимую разность температур между воздухом выходящим из воздухораспределителя (приточного воздуха) и воздухом в рабочей зоне (Δtдоп = 4 - 6оС) и наносим точку П.
Процесс ПВ характеризует процесс ассимиляции теплоты воздуха выходящего из рабочей зоны при этом воздух нагревается.
Из точки П наносим отрезок ПП по d=const при этом ПП=15оС максимально. Процесс ПП характеризует нагрев приточного воздуха в воздуховодах за счет внутренней температуры в помещениях – большей чем температура приточного воздуха.
Процесс ПО’. Строим отрезок по d=const на 15оС в сторону уменьшения температуры и получаем точку О’ (точка смешения воздуха прошедшего через кондиционер и воздуха прошедшего по байпасной линий). Этот процесс характеризует нагрев воздуха при прохождении через вентилятор.
Наносим на I-d – диаграмме точку Н характеризующую параметры наружного воздуха в летний период. Процесс НО’ характеризует процесс прохождения наружного воздуха по байпасной линии.
Точка О должна быть на линии φ=90-95%. Процесс НО характеризует процесс обработки наружного воздуха кондиционером.
От точки В в сторону увеличения температуры по прямой -t откладываем отрезок характеризуемый перепадом температур 15°С и находим точку У. Процесс ВУ характеризует нагрев воздуха который поступает из области рабочей зоны в верхнюю зону зала. С параметрами точки У он удаляется.
Gпр = 55 250(57 000 – 46 000) = 502 кгс
L пр = 502 · 3600118 = 15 31525 м3ч
Находим минимальное допустимое количество наружного воздуха подаваемого в зал необходимого для ассимиляции углекислого газа до ПДК.
Lнар.min = Lудn кгс
n – количество людей;
Lнар.доп = 20 400 = 8 000 м3ч
Lпр> Lнар.m 15 31525 м3ч >8 000 м3ч
Gнар.доп = Lудn·1243600 кгс
4 – плотность воздуха.
Gнар.доп = 20 400 1243600 = 276 кгс
Gпр> Gнар.доп; 502 кгс>276 кгс
Находим количества наружного воздуха проходящего через камеру орошения и через байпасную линию. Для этого решаем систему уравнений:
Gпр·do’ = Gкот · do + Gбт · dн
Находим точку В в этой области значений характеризующую оптимальные параметры внутреннего воздуха. Через точку В проводим линию параллельную линии углового масштаба для холодного периода года. Находим энтальпию воздуха который выходит из воздухораспределителя по формуле:
где: ΔQх – теплоизбытки в холодный период.
Далее находим точку П – точку пересечения Iп и х проходящей через точку В. Точка П – точка смешения потоков воздуха из байпасной линии и из камеры орошения. Процесс ПВ характеризует процесс ассимиляции теплоты воздуха выходящего из рабочей зоны при этом воздух нагревается.
In = 41 000 – 56 510502 = 29743 Джкг = 2974 кДжкг
По исходным данным наносим точку Н отражающую расчетные параметры наружного воздуха в холодный период года. Из точки Н проводим линию по d=сonst. Из точки П проводим линию по I=сonst. На пересечении этих двух линий получаем точку Кх. Процесс НКх характеризует процесс нагрева в воздухонагревателе первого подогрева.
Процесс КхП характеризует процесс прохода воздуха по байпасному каналу.
На пересечении Iп и φ=90-95% строим точку О. Процесс КхО характеризует изоэнтальпийное (адиабатное) увлажнение воздуха камере орошения кондиционера.
Процесс обработки воздуха в холодный период должен соответствовать процессу обработки в теплый период года. Параметры приточного воздуха на выходе из распределяющего устройства в холодный период зависят от принятых параметров в рабочей зоне в холодный период: Iв ΔQх и Gпр.
Gпр·dп = Gкох · do + Gбх · dн
Расчет и подбор воздухонагревателей.
1 Расчет и подбор воздухонагревателей первого подогрева.
К установке принимаем кондиционер типовой центральный КТЦ3-20 по производительности: Gпр= 18072 м3ч.
Рассчитываем тепловую мощность кондиционера по формуле:
где: Gв - расход воздуха через сечение теплообменников кгч;
cв – удельная теплоемкость воздуха кДж(кгоС).
tк и tн – соответственно температура воздуха конечная – на выходе из воздухонагревателя и начальная – на входе в воздухонагреватель.
Q = 0278 · 18072 · 1005 · (205 + 31) = 271 644 Вт
Определяем расход теплоносителя через воздухонагреватель:
где: t1 и t2 – соответственно температура теплоносителя на входе и выходе из воздухоподогревателя.
G=36 · 271 644(419(150-70)) = 29174 кгч
Вычисляем средний арифметический температурный напор в воздухонагревателе:
где: t1 и t2 – соответственно температура теплоносителя на входе и выходе из воздухоподогревателя;
Δtср = 05(150+70)-05(-31+205) = 1059 oC
По таблице прил. 2[5] принимаем к установке для кондиционера КТЦ3-10 воздухонагреватель ВН-15 его характкристики:
площадь живого сечения для прохода воздуха – 09м2;
площадь живого сечения для прохода воды – 000182м2;
количество рядов – 15;
высота теплообменника – 125м;
расчетная площадь теплообмена – 5525м2.
Массовая скорость движения воздуха определяется по формуле:
fв – площадь сечения для прохода воздуха м2.
ρ = 18072(3600 · 09) = 558 кгм2с
Определяем скорость движения теплоносителя:
где: G – расход воды через теплообменник кгч;
fтр – площадь сечения для прохода воды м2.
= 13204 (3600 · 1000 · 000182) = 044 мс
Определяем коэффициент теплопередачи воздухонагревателя в зависимости от массовой скорости и скорости движения теплоносителя:
К = 253 · 5580447 · 0440087 = 508 Вт(м2оС)
Определяем требуемую площадь поверхности воздухонагревателя:
F = 271644(508 · 1059) = 505м2
Определяем запас площади теплообменной поверхности
F = (5525-505)505·100%= 94%10%
Аэродинамическое сопротивление ВН-15 при номинальной нагрузке: 442Па при максимальной нагрузке: 671 Па.
Расчет камеры орошения
Принимаем камеру орошения ОКФ-3.
В результате расчета камеры орошения следует определить параметры воды на входе tн и выходе tк из камеры общее количество форсунок ЭШФ-710 nф расход воды на каждую форсунку gф и давление перед ними Рф для теплого и холодного периодов.
1 Холодный период года
кондиционер КТЦ3-20;
камера орошения – ОКФ-3 двухрядная;
Lпр = 18072 м3ч; Gв = 14 652 кгч;
В холодный период года происходит изоэнтальпийное увлажнение и охлаждение воздуха поступающего в камеру поэтому начальная и конечная температура распыляемой воды tн = tк = 98 оС (98оС – температура мокрого термометра).
По заданным температурам t1=205oC и t2=70оС воздуха вычисляем коэффициент адиабатной эффективности Еа по формуле:
где: t2 t1 tм1 – температура воздуха оС конечная начальная и по мокрому термометру.
Еа = 1-(70-98)(205-98) = 074
Находим В для двухрядной ОКФ-3 исполнения 1 КТЦ3-20:
Расход воды G определяется по формуле:
G=18 14 652 =26374 кгч.
Расход воды на одну форсунку:
Давление воды перед форсунками определяется по номограмме ΔР:
G= 26 374 кгч ΔР = 45 кПа.
Аэродинамическое сопротивление камеры орошения при номинальном режиме работ.
Исходные данные для теплого периода:
Lпр = 18 072 м3ч; Gв =12996 кгч;
Характерным для теплого периода года является политропный процесс охлаждения и увлажнения воздуха.
Выразим конечную температуру воды в виде уравнения:
Из уравнения выразим t1:
t1=26-(208-(t1+19))(1-074)
Находим. t2=164+19=183 оС
Расчет холодильной установки.
В системе кондиционирования воздуха тепловлажностная обработка приточного воздуха осуществляется в оросительных камерах. Для летнего периода работы систем кондиционирования воздуха вода подаваемая в оросительную камеру имеет начальную температуру значительно ниже температуры окружающей среды. Для охлаждения воды в практике кондиционирования используются холодильные машины.
Исходные данные для выбора холодильного оборудования являются:
Определяем холодопроизводительность холодильной установки:
где: k – коэффициент запаса на потери холода принимаемый для малых установок 15-20%.
G – количество обрабатываемого воздуха кгч;
Iн и Iо – энтальпия воздуха на входе и выходе оросительной камеры кДжкг.
Q=12*12 996(553-410)3600=6195 кВт
Холодопроизводительность холодильной машины зависит от ее рабочего режима который определяется рядом показателей:
tо – температурой испарения хладоагента в испарителе tо =5оС;
tп – температурой переохлаждения хладоагента tп =30оС;
tк – температурой конденсации паров хладоагента в конденсаторе tк =35оС.
Определим показатели рабочего режима холодильной машины: tор tпр tкр.
Температура tор кипения хладоагента в испарителе составит:
где: tн – температура воды на выходе из испарителя оС tн=123 оС;
Δtи – рекомендуемый перепад температур в испарителе между охлаждаемой водой и температурой кипения хладоагента составляет 3-6оС.
Температура tкр конденсации в рабочем режиме определяем из предположения что температура воды поступающая на конденсатор из городской сети равна 20оС. Повышение температуры воды в конденсаторе за счет отбора тепла от хладоагента составит 4-6оС. Таким образом температура tкр воды на выходе из конденсатора составит:
Температура конденсации хладоагента в конденсаторе определяется:
где: Δtк – перепад температур между температурой конденсации и температурой воды на выходе из конденсатора (4-5°С);
Температура tпр переохлаждения хладоагента принимается выше начальной температуры tсн охлаждающей воды на 1÷2оС:
Холодопроизводительность холодильной машины при рабочем режиме определяется:
где:qvт=2660 кДжм3 qvр=3125 – объемная холодопроизводительность паров хладоагента при рабочем и типовом режимах кДжм3;
Qпт – приведенная холодопроизводительность машины при типовом режиме;
λр и λт – коэффициент подачи компрессора при рабочем и типовом режимах.
Объемная холодопроизводительность определяется по номограмме в зависимости от температуры tо испарения хладоагента в испарителе как для рабочего так и для типового режимов.
Коэффициент подачи компрессора определяется в зависимости от величины степени сжатия компрессора. Степень сжатия компрессора представляет собой отношение величин давления конденсации паров хладоагента к давлению испарения то есть РкРо.
Значения давлений конденсации и испарения хладоагента определяются по номограмме в зависимости от температуры конденсации и испарения соответственно для рабочего и типового режимов работы холодильной машины.
Получив значения степени сжатия компрессора по номограмме определяем величины подачи для режимов.
холодопроизводительность: 669 кВт;
потребляемая мощность: 225 кВт;
габаритные размеры: 1100х1920х2350;
Запас холодопроизводительности определяется по следующей формуле:
где: Qн – каталожная холодопроизводительность машины при типовом режиме кВт;
Qтн – рабочая холодопроизводительность при типовом режиме.
n=((669-506) 506)·100%=322%
Количество тепла отбираемого окружающей средой в конденсаторе от хладагента:
Ni – индикаторная мощность компрессора кВт
Ка – удельная холодопроизводительность (определяется по номограмме)
i – гидравлический КПД компрессора холодильной машины
=(273+top)(273+ tкp)+00025
=(273+124)(273+29)+00025=095
Ni=506(117*095)=455 кВт
Необходимое количество охлаждающей воды поступающей в конденсатор:
G= Qк (( tск- tсн)С) кгч
G=552((29-20)·419)=145 кгс=5256 кгч
1 Расчет вспомогательного оборудования холодильной камеры.
Объем резервуара холодной и отепленной воды (из расчета на 10 мин. работы):
Wp – количество воды разбрызгиваемой в камере орошения в течении часа
Vp=10*5256(1000*60)=088 м3
Насосы для подачи воды в кондиционер подбираются по величине расхода и напора:
Нн – необходимый напор насоса;
Нф – напор перед форсунками оросительной камеры Нф=009 МПа;
Нг – величина гидростатического напора между верхней отметкой кондиционера и днищем резервуара Нг=002 МПа;
Нтр – потери напора на трение в трубопроводах ориентировочно принимаем Нтр=0005 МПа.
Нн=009+002+0005=0115 МПа
По Нн=0115 МПа и Wp=5256 кгч подбираем насосы:
Принимаем к исполнению один насос + 1 резервный
– марка насоса:2 К – 6
– номинальная подача в рабочей точке:14 м3ч
– полный напор в рабочей точке: 14 м
– мощность Эл. двигателя: 1.5 кВт
Воздухораспределение
-помещение размерами в плане: 237х190 м высотой 62 м
-нормируемые параметры в рабочей зоне для теплого и холодного периодов:
теплый:н≤03 мс Δtн≤1 оС
холодный:н≤02 мс Δtн≤1 оС
- коэффициент перехода от нормируемой скорости движения воздуха к максимальной в струе по прил. 6 [3] для оптимальных метеорологических условий вне зоны прямого воздействия приточной струи: К=12
Разность температур приточного воздуха и воздуха в рабочей зоне в теплый период:
Расход приточного воздуха: L=18 072 м3ч
Принимаем к установке решетки типа РВ-5
-размеры: 400х600 мм
-расчетная площадь: 024 м2
-расчетная скорость: 2-15 мс
-расход воздуха: 1730 - 12 960 м3ч
-угол выпуска струи к горизонту: ±30о
-температурный n: 51
-местного сопротивления : 13-24
Задаемся скоростью о=23 мс.
Ориентировочное значение числа воздухораспределителей:
N=18 072(3600*23*024)=909 шт
Принимаем к установке девять решеток сгруппированных в одну. Уточняем скорость воздуха на выходе из решетки: о= L3600FoN=232 мс
Находим площадь поперечного сечения помещения приходящуюся на одну струю:
Fn1=237*190 1=4503 м2
Определяем дальность струи:
Допустимая скорость:
хдоп=КVр.з=12*03=036 мс
Геометрическая характеристика струи:
Находим горизонтальное расстояние на котором струя отрывается от поверхности настилания:
хотр = 05 · 3942 = 197 м
Находим расчетную длину траектории оси струи:
хн = 197 + 32 = 229 м
Относительная площадь струи:
Кнаст – коэффициент характеризующий условия настилания: Кнаст=1;
Fстр= 834*2292*1(63*51*4503) = 03
Параметры струй на входе в рабочую зону:
кн – коэффициент неизотермичности:
кн=(1+(хнН4)05 ==(1+(22939424)05 = 1003;
кс – коэффициент стеснения: кс=095;
кв – коэффициент взаимодействия: кв=1;
Аэродинамический расчет систем кондиционирования воздуха
Аэродинамический расчет выполняют для определения потерь давления и диаметров воздуховодов .Расчет сводим в таблицу 4.
Подберем оборудование кондиционера.
а) Подбор воздухозаборной решетки
Воздухозаборные решётки подбираются по живому сечению таким образом чтобы скорость прохода воздуха в них была в пределах 2-6 мс.
Принимаем к установке 5 решеток СТД 5293.
Размер решетки: 450х580 мм
Площадь живого сечения fжс=0183 м2
Истинная скорость равна
При расходе воздуха L=18 072м3ч скорость прохода воздуха равна: v=55 мс
Находим динамическое сопротивление:
б) Подбор утепленного клапана.
Принимаем к установке утепленный клапан КВУ1600х1000Б.
Техническая характеристика:
Рекомендуемый расход воздуха 10000-30000м3ч
Площадь живого сечения
Коэффициент местного сопротивления
Масса без электропривода: 825 кг.
Определяем скорость в живом сечении:
в) Согласно [6] подбираем для КТЦ3– 20 воздушный фильтр.
Принимаем к установке воздушный фильтр ФС-3:
Пропускная способность по воздуху: 20000 м3ч;
Удельная воздушная нагрузка: 10000 м3чм2;
Площадь фронтального сечения: 207 м2;
Объем бака до рабочего уровня масла: 0145 м3;
Электродвигатель: тип 4АА63А4;
Частота вращения: 1440 обмин;
Согласно примечанию к табл. аэродинамическое сопротивление фильтра:
г) Выбираем к установке камеру обслуживания КО-3:
Масса кг не более 53 кг
д) Выбираем приемный блок:
Прямоточный приемный блок с электроприводом БПЭ-3:
Масса кг не более 165 кг
Аэродинамическое сопротивление: ΔРпб= 70 Па
е) Принимаем к установке блок присоединительный одностороннего всасывания БП1-3
ж) Участок 1-2 представляет собой воздуховод равномерной раздачи (воздуховод с постоянным статическим давлением)
Производим расчет воздуховода с постоянным статическим давлением
Размеры его в начальном состоянии ао х в=1000х900 мм; длина L=35 м. Раздача воздуха осуществляется через решетки типа РВ: =13 .Скорость воздуха на выходе: Vо=221 мс.
Находим скорость воздуха в начальном сечении:
V= 180723600*10*09=558 мс
Эквивалентный диаметр в начальном сечении:
Находим число Рейнольдса:
– коэффициент кинематической вязкости м2с
для температуры приточного воздуха =1497*10-6 м2с
Re=221*09471497*10-6=139 804
Коэффициент сопротивления трению определяем по формуле Альтшуля:
λтр=011(68Re +кdV)025
к – абсолютный коэффициент шероховатости стенок; для стали листовой к=01мм;
λтр=011(68139 804+01947)025=0017
Вспомогательная величина:
λтр*L(4в)= 0017*35(4*07)=0017
Результаты расчета сведены в таблицу 3.
Для большего удобства СМР устанавливаем ступенчатый воздуховод со скачкообразным изменением площади поперечного сечения при этом изменение площади сечения должно максимально соответствовать расчетному.
При аэродинамическом расчете участка 1-2 его длину и расход принимаем: L=35м L=18 072 м3ч а его сечение принимаем по среднему сечению воздуховода т.е. 710х900 мм.
и) На участке 4-6 канал выполнен из кирпича: Кэ=4мм ш=208
На основании расчетных данных подбираем вентилятор ВЦ4-75-8 (исп. 1).
Характеристика: Е8.095-1б
Диаметр колеса: Д=095Дном;
Масса вентилятора: 322 кг
Вид местных сопротивлений
Аэродинамический расчет систем кондиционирования воздуха.
Расчет и подбор шумоглушителей
Для воздуховодов сечением больше 025 м2 используют пластинчатые шумоглушители. Выбор шумоглушителей определяется размером воздуховода допустимой скоростью воздушного потока требуемым снижением актовых уровней звукового давления.
Глушители обычно размещают в непосредственной близости от воздухоприемного и нагнетательного патрубков.
Размеры определяют по значениям снижения шума и по необходимой площади свободного сечения глушителя.
Требуемая площадь свободного сечения Fсв м2 глушителя:
L – объемный расход воздуха через глушитель м3с
Vдоп- допустимая скорость движения воздуха в глушителе мс
Принимаем Vдоп ≤ 6 мс.
Определяем общую площадь свободного сечения шумоглушителя:
Определяем общий уровень звукового давления создаваемый источником шума дБ:
Lшо= Lш+ 25lgРвент+ 10lgLВ1 + ш
Lш – критерий шумности зависящий от типа и конструкции вентилятора дБ:
Р – полное давление создаваемое вентилятором Па: Р=6700 Па
ш – поправка на режим работы вентилятора: ш = - 6 дБ
Lшо= 36 + 25lg 6700 + 10 lg502 – 6 = 10564 дБ
Определяем активные уровни звукового давления в помещении дБ:
Lш= Lшо -Δ L1+ Δ L2- ΔLшв
Δ L1 – поправка учитывающая распределение звуковой мощности по октавным полосам дБ.
а) =250 Гц; ΔL1=7 дБ;
б) =500 Гц; ΔL1=10 дБ;
Δ L2 – поправка учитывающая влияние присоединения вентилятора к сети воздуховодов дБ.
Определяем в зависимости от октавной полосы и величины:
(Fпоп.сеч.воз-да)05=(1000х900)05=9487 мм
а) =250 Гц; ΔL2=0 дБ;
б) =500 Гц; ΔL2=0 дБ;
ΔLшв – суммарное снижение (потери) уровня звуковой мощности шума вентилятора по пути распределения звука по воздуховодам дБ;
а) =250 Гц; ΔLшв=7*70+015*376+0=546 дБ;
б) =500 Гц; ΔLшв=7*50+01*376+0=388 дБ;
а) Lш= 1129 – 7 + 0 - 546 = 513 дБ;
б) Lш= 1129 – 10 + 0 - 388 = 641 дБ;
Требуемое снижение уровня звукового давления дБ:
Lш. доп – допустимый уровень звукового давления дБ:
а) =250 Гц; ΔLш. доп=45 дБ;
б) =500 Гц; ΔLш. доп=39 дБ;
а) Lтр=513-450= 63 дБ;
б) Lтр= 641-390= 251 дБ;
Принимаем к установке следующую конструкцию шумоглушителя:
а) =250 Гц; ΔLш. =6 дБм;
б) =500 Гц; ΔLш. =20 дБм;
Определяем требуемую длину шумоглушителя:
В качестве расчётной принимаем наибольшую требуемую длину шумоглушителя: lтр=126 м.
Принимаем к установке шумоглушитель длиной 15 м.
Гидравлическое сопротивление пластинчатых вентиляторных шумоглушителей определяют по формуле:
ш – суммарный коэффициент местного сопротивления отнесенный к скорости воздуха в свободном сечении глушителя.
Действительная площадь свободного сечения:
Fсв.д =6*01*12=072м2
Габаритная площадь воздуховода в котором установлен глушитель:
dг – гидравлический диаметр канала глушителя м
dг=2*01*12(01+12) = 018
λтр – коэффициент трения λтр=0052
V – скорость воздуха в свободном сечении глушителя мс
ΔРш=(022+0052*15018)*5902*122=136 Па
Находим общие потери давления в системе КВ с учетом коэффициентов запаса:
ΔРвент=11(5263+136)=5939 Па
Строим характеристику сети (по формуле ΔР=КL2) и ищем точку ее пересечения с характеристикой вентилятора а затем определяем рабочие параметры системы.
К=ΔРвент L2=5939168142=21 Па(тыс м3ч)
ΔL1=14 тыс м3ч; ΔР1=4116 Па
ΔL2=16 тыс м3ч; ΔР2=5376 Па
ΔL3=18 тыс м3ч; ΔР3=6804 Па
Параметры рабочей точки:
Воздух из зала удаляется с помощью дефлекторов. Так как схема прямоточная то расход удаляемого воздуха равен расходу приточного воздуха: Lух=18072 м3ч
Принимаем к установке 6 дефлекторов. Определяем производительность дефлектора по воздуху L1:
L1= Ln= 65106=3012 м3ч =0837 м3с
Рассчитываем полное давление создаваемое дефлектором в сети:
ΔРД= ΔРгр+ ΔРв-(Rl+z)
Расчет производим для теплого периода как для самого неблагоприятного;
ΔРгр – гравитационное давление в помещении Па;
ΔРгр = hg(ρн – ρв) Па
ρн = 353(273+5) = 127 кгм3
ρв = 353(273+25) = 118 кгм3
ΔРгр = 23·981·(127-118) = 203 Па
ΔРв – давление создаваемое ветром Па
к – аэродинамический коэффициент дефлектора. Для круглых дефлекторов ЦАГИ: к=04
Vв – расчетная скорость ветра мс; для города Архангельска Vв =40 мс.
ρн – плотность наружного воздуха: кгм3
ΔРв =04*402*1272=41 Па
(Rl+z) – потери давления в воздуховодах присоединенных к дефлектору Па
d=800 мм; вых=05 ; расш=06 ;
Vвозд=141 мс => Рдин= 12 Па; L=23 м;
ΔРд=203+ 41 – 1389 = 4741 Па;
Определяем скорость в горловине дефлектора:
Vд=141(ΔРg (вх+ зам+12)ρв)05
зам =Rl Рдин=00694741=0015
– коэффициент местного сопротивления дефлектора ЦАГИ
Vд=141(4741(05+0015+12)118)05=092 мс
Определяем предварительный диаметр дефлектора:
Д’=188*10-2(L1 Vд)05 м
Принимаем к установке дефлектор ЦАГИ Т24:
До=1000 мм; Н=1760 мм;
Д =2000 мм; Н1=500 мм;
Список используемой литературы
СНиП 2.01.01-82 Строительная климатология и геофизика.
СНиП -3-79* Строительная теплотехника
СНиП 2.04.05-91 Отопление вентиляция и кондиционирование
СНиП -73-76 Кинотеатры
Крамаренко П.Т. Кочев А.Г. Кондиционирование воздуха и вентиляция гражданского здания: Метод. указ. к курсовому проекту по дисциплинам «Кондиционирование воздуха» и «Вентиляция».-Н.Н. 1991-64с.
Внутренние санитарно-технические устройства: В 3-х ч. Ч3. Вентиляция и кондиционирование воздуха (под ред. Н.Н. Павлова Ю.И. Шиллера) М: Стройиздат. 1992-416с.
Сазонов В.К. Вентиляция общественных зданий
Титов В.П. Курсовое и дипломное проектирование систем ОВ и КВ.
СНиП 2.01.07-85 Нагрузки и воздействия
СНиП -12-77 Защита от шума
Кочев А.Г. Расчет тепломассообменного оборудования систем вентиляции и кондиционирования воздуха Метод. указ. к курсовому проекту по дисциплинам «Кондиционирование воздуха» и «Вентиляция».-Н.Н. 1991-32с.
Крамаренко П.Т. Холодоснабжение систем кондиционирования воздуха Метод. указ. к курсовому проекту по дисциплинам «Кондиционирование воздуха» и «Вентиляция».-Н.Н. 1986-17с.
Внутренние санитарно-технические устройства: В 3-х ч. Ч1. Отопление (под ред. И.Г. Староверова) М: Стройиздат. 1990-509с.
Полоскин Новосельцев Принципиальные схемы и конструктивные решения вентиляции клубов и кинотеатров. Метод. указ. к курсовому проекту по дисциплинам «Кондиционирование воздуха» и «Вентиляция»
Кокорин О.Я. Установки кондиционирования воздуха: Основы расчета и проектирования. М.1988
Отопление и вентиляция: Справочник. В 2-х ч. Ч2. Вентиляция. В.Н. Богословский. М: Стройиздат.
Нестеренко А.В. Основы термодинамических расчетов вентиляции и кондиционирования воздуха.
Внутренние и санитарно-технические устройства. В 2-х кн. Ч3. Кн.1. Вентиляция и кондиционирование воздуха (под ред. Ю.И. Шиллера Н.Н. Павлова).
Внутренние и санитарно-технические устройства. В 2-х кн. Ч3. Кн.2. Вентиляция и кондиционирование воздуха (под ред. Ю.И. Шиллера Н.Н. Павлова).