Система кондиционирования воздуха для помещения зрительного зала кинотеатра

Содержание.docx

Расчетные параметры наружного и внутреннего воздуха для летнего и зимнего режимов 5
Расчет процессов обработки воздуха 6
Подбор и компоновка типового центрального кондиционера13
Подбор оборудования.14
2.Подбор регулирующего клапана для воздухоохладителя14
3.Подбор насосной станции15
3.1.Подбор насоса 15
3.2.Подбор бака-аккумулятора 15
3.3.Расчет необходимой емкости мембранного расширительного бака16
4.Подборбалансировочного клапана для системы холодоснабжения 16
5.Подбор регулирующего клапана для воздухонагревателя первой ступени17
6.Подбор смесительного насоса для воздухонагревателя первой
Приложение I. i-d диаграмма влажного воздуха c процессом обработки в теплый период года19
Приложение II. i-d диаграмма влажного воздуха c процессом обработки в холодный период года 20
Приложение III. Бланк-заказ подбора оборудования 21
Система кондиционирования воздуха для помещения
зрительного зала кинотеатра

Графическая часть .dwg

ЖИЛОЙ ДОМ СО ВСТРОЕННЫМИ НЕЖИЛЫМИ ПОМЕЩЕНИЯМИ
ПО АДРЕСУ УЛ. МИРА 33 В ЗАПАДНОМ ВНУТРИГОРОДСКОМ ОКРУГЕ Г. КРАСНОДАРА
ГЕНЕРАЛЬНАЯ ПРОЕКТНАЯ
ПРОЕКТНАЯ ОРГАНИЗАЦИЯ
ПО АДРЕСУ УЛ. МИРА 33 В ЗАПАДНОМ ВНУТРИГОРОДСКОМ ОКРУГЕ Г.КРАСНОДАРА
ООО"ТВОРЧЕСКАЯ МАСТЕРСКАЯ АРХИТЕКТОРОВ ТОКАРЕВЫХ" (ООО"ТМТ")
Для коммерческого предложения
Функциональная схема автоматического регулирования
воздухоонагревателя 1ст
воздухоонагревателя 2ст
Решетка забора воздуха
План технического этажа
Трубопроводы изолированы
Шахта забора воздуха
Спецификация на основное оборудование систем
кондиционирования воздуха и холодоснабжения
Обслуживаемое помещение
Аксонометрическая схема
системы холодоснабжения
ВОВ243.1-163-180-06-3
T1-датчик температуры наружного воздуха в приточном воздуховоде
T5-датчик температуры воздуха в рециркуляционном воздуховоде
T3-датчик температуры воздуха после нагревателя 1 ступени
T2-датчик температуры воды в обратном трубопроводе нагревателя 1 ступени
T4-датчик температуры воздуха после воздухоохладителя
T7-датчик температуры приточного воздуха
КР-клапаны регулирующие
Ф-датчик влажности в помещении
К2-клапаны приточного
вытяжного воздуховодов
T8-датчик температуры воздуха в помещении
Условные обозначения
Рециркуляционный воздуховод
Система кондиционирования воздуха помещения зрительного зала кинотеатра
Кондиционирование воздуха и холодоснабжение
Блок воздухоприемный
Воздухонагреватель жидкостный
ВОВ243.1-163-180-01-2
Воздухоохладитель жидкостный
Камера промежуточная
Камера увлажнения сотовая
CelDek-65-180-180-С1-1-R
ВОВ243.1-163-180-02-2
Балансировочный клапан
Danfoss MSV-F2 Dy=80 мм
Danfoss VRG3 Dy=50 мм
Danfoss MSV-F2 Dy=25 мм
Wilo Stratos 301-4 PN 10
аксонометрическая схема системы холодоснабжения
функциональная схема автоматического регулирования"

Пояснительная записка .docx

Курсовая работа разработана на основании требований СП [1] и СП [2]. Целью является проектирование и расчет системы кондиционирования воздуха и холодоснабжения для помещения зрительного зала кинотеатра размерами 24х24х98(Н) м вместимостью 800 человек. Район строительства - город Тула. Источником теплоснабжения являются сети ТЭЦ с параметрами перегретой воды – 130 °С температура обратной воды – 70 °С перепад давления на вводе 100 кПа. Теплопотери в зимний период компенсируются
В курсовой работе приводится расчет количества теплоты и влаги выделяющихся в кондиционируемом помещении воздухообмена в кондиционируемом помещении графоаналитическим методом построение на i-d диаграмме процессов летнего и зимнего режимов обработки воздуха в кондиционере расчет и подбор элементов типового центрального кондиционера КЦКП (камера увлажнения воздухонагреватели) проработка схемы системы холодоснабжения подбор основного холодильного оборудования (чиллеры насосные станции баки-аккумуляторы).
РАСЧЕТНЫЕ ПАРАМЕТРЫ НАРУЖНОГО И
ВНУТРЕННЕГО ВОЗДУХА ДЛЯ ЛЕТНЕГО И ЗИМНЕГО РЕЖИМОВ
Параметры наружного воздуха района строительства согласно пункту 5
[1] из таблиц [2] следующие:
Теплый период года (параметры Б): температура tБ 246 °С;
Холодный период года (параметры Б): температура tБ 24 °С;
Параметры внутреннего воздуха приняты из ГОСТ [3]. Зрительный зал относится к помещениям категории 3А – с массовым пребыванием людей находящихся преимущественно сидя без уличной одежды.
Теплый период года: температура tв 25 °С; относительная влажность в 60 %;
подвижность воздуха vв 03 мс; Холодный период года: температура tв 20 °С;
относительная влажность в 40 %;
подвижность воздуха в рабочей зоне vв 0 2 мс.
РАСЧЕТ ПРОЦЕССОВ ОБРАБОТКИ ВОЗДУХА
Параметры наружного воздуха. По данным СП [2] температура и влажность наружного воздуха по параметрам Б составляют: tБ 246 °С;
Остальные параметры влажного воздуха определяем по i-d диаграмме:
н = 71 % dн = 138 гкг.
За расчетные параметры внутреннего воздуха по ГОСТ [3] принимаем сочетание наибольшей температуры и относительной влажности: tв = 25 °С φв
= 60 %. По i-d диаграмме определим: iв = 555 кДжкг d в = 119 гкг.
Тепловлаговыделения от людей находящихся в зале. Согласно табл.
1 [4] при tв = 25 °С явные тепловыделения и влаговыделения одного зрителя составляют: qя = 60 Вт и w = 50 гч.
Избытки явного тепла для теплого периода года вычисляются по формуле:
Qя Qя QСР QНОГР Вт(2.1)
W 50800 1000 40 кгч.
Расчетные теплопотери помещения:
QНОГР х V tв tн Вт(2.4) где
V – объем помещения м3
QНОГР 0 28 24 249825 24 6 632 22 Вт
Qя 48000 17000 632 22 65632 22 Вт.
Общие избытки полной теплоты:
QП Qя 0 278 r W Вт(2.5) где r – скрытая теплота парообразования r = 2500 кДжкг.
QП 65632 22 0 278 2500 40 93432 22 Вт.
Угловой коэффициент луча процесса определяем по формуле:
6 93432 22 8408 90 кДжкг.
Проводим через точку В луч процесса методом параллельного переноса.
При подаче в верхнюю зону помещения струями параллельными полу рабочая разность температур tр = 6 °С тогда температура приточного воздуха составит:
На луче процесса находим положение точки П: tп = 19 °С iп = 462 кДжкг dп = 108 гкг φп = 78 %.
Находим температуру точки У по формуле:
tу tп kt (tв tп ) °С(2.8)
где kt – коэффициент воздухообмена для помещений с незначительными избытками явной теплоты kt = 1.
tу 19 1(25 19) 25 °С
iу = 555 кДжкг dу = 119 гкг φу = 60 %.
Температура воздуха удаляемого из верхней зоны помещения совпадает с температурой внутреннего воздуха.
Рассчитывается воздухообмен:
по избыткам полной теплоты:
G 3 6 93432 22 3616731 кгч.
G 1000 40 3333333 кгч.
Погрешность определения расхода составляет:
16731 3333333 100% 78 %.
Следовательно условие 15 % выполняется. За расчетный примем больший расход: G = GW = 3616731 кгч.
Определяется расход наружного воздуха по санитарной норме L1 = 20 м3ч на одного зрителя при непрерывном пребывание в зале до двух часов.
где – плотность наружного воздуха
GH 20 800 1 2 19200 кгч.
G > GН значит рециркуляция возможна. Она снизит затраты холода в теплый период года и затраты теплоты в холодный период года.
Расход рециркуляционного воздуха вычисляется по следующей формуле:
Gp 361673119200 1696731кгч.
В теплый период года рециркуляция снижает затраты холода если энтальпия удаляемого воздуха (точнее воздуха поступающего на рециркуляцию) ниже энтальпии наружного воздуха.
В данном случае точка У совпадает с точкой В. Состояние воздуха поступающего на рециркуляцию с учетом нагрева в рециркуляционном воздуховоде выше на 05÷1 °С чем точка В. Следовательно найдем точку В’. Ее координаты: tв' = 26 °С iв’ = 571 кДжкг dв’ = 119 гкг φв’ = 55 %.
Определяется состояние воздушной смеси после рециркуляции. Это можно сделать вычислив энтальпию или влагосодержание смеси и найти положение точки смеси на прямой соединяющей Н и В’ или вычислить обе эти величины и построить точку С по координатам.
i iн Gн iв ' Gр кДжкг(2.13)
i 59519200 5711696731 58 4 кДжкг
d dн Gн dв ' Gр гкг(2.14)
d 13819200 119 1696731 129 гкг.
Такое же положение точки С дает геометрическое построение. Найдем остальные параметры точки C: tс = 254 °С φс = 64 %.
Находится состояние воздуха после обработки в кондиционере. Точка П’ которая находится на 1 °С ниже точки П по dп = const. Выписываем параметры точки П’: tп’ = 18 °С iп’ = 452 кДжкг dп’ = 108 гкг φп’ = 84 %.
На пересечении dп = const и φ = 95 % находим положение точки О и выписываем ее параметры: tо = 16 °С iо = 433 кДжкг dо = 108 гкг φо = 95 %.
Прямая СО пересекается кривую насыщения φ = 100 % при температуре tf = 15 °С. Параметры точки f составляют: if = 42 кДжкг df = 107 гкг φf = 100 %.
Рассчитывается расчетная холодопроводимость:
Qохл 0 278G (iс iо ) Вт(2.15)
Qохл 0 2783616731(58 4 433) 15182313 Вт.
Находим летнюю нагрузку воздухонагревателя второй ступени:
Qохл 0 278G (iп ' iо ) Вт(2.16)
Q2 0 2783616731(45 2 433) 1910357 Вт.
Процессы изображённые i-d диаграмме (приложение 1) для режима работы в тёплое время года:
НС-У`С – рецеркуляция смешивание наружного воздуха в количестве
Gн и рецеркуляционного в количестве Gр;
СО–охлаждениеиосушениевоздухаввоздухоохладителе центрального кондиционера;
ОП` – нагревание воздуха в воздухонагревателе второй ступени;
ПП` – нагрев воздуха в вентиляторе и приточном воздуховоде;
ПВУ – процесс в помещении;
ВВ`–нагреваниевоздухаврецеркуляционномвоздуховоде приблизительно на 1 °С.
Параметры наружного воздуха. По данным СП [2] температура и влажность наружного воздуха по параметрам Б составляют: tБ 24 °С; =
iБ 268 кДжкг dн = 03 гкг.
За расчетные параметры внутреннего воздуха по ГОСТ [3] принимаем сочетание минимальной температуры и относительной влажности: tв = 20 °С φв = 40 %. По i-d диаграмме определим: iв = 347 кДжкг d в = 58 гкг.
1 [4] при tв = 20 °С явные тепловыделения и влаговыделения одного зрителя составляют: qя = 90 Вт и w = 40 гч.
Избытки (недостатки) явной теплоты для холодного периода года определяются по формуле:
Qя Qя (QОТ QНОГР ) Вт(2.17)
W w N 1000 кгч(2.19)
W 40800 1000 32 кгч.
QНОГР х V tв tн Вт(2.20) где
QНОГР 0 28 24 249820 (24) 6954394 Вт.
Тепловая мощность дежурного отопления:
где tот – температура воздуха поддерживаемая дежурным отоплением
Q 69543 94 12 (24) 56899 59 Вт
Qя 72000 (5689959 6954394) 59355 65 Вт.
QП Qя 0 278 r W Вт(2.22) где r – скрытая теплота парообразования r = 2500 кДжкг.
QП 59355 65 0 278 250032 81595 65 Вт.
6 81595 65 9179 51 кДжкг.
Аналогично теплому периоду года состояние удаляемого воздуха из верхней зоны помещения соответствует состоянию воздуха в рабочей зоне помещения (точка У совпадает с точкой В т.к. ki = 1). Определим состояние приточного воздуха (точка П) при:
i i 3 6 QП кДжкг(2.24)
i 34 7 3 6 81595 65 26 6 кДжкг.
Также состояние приточного воздуха можно определить при:
Графическоепостроениеподтверждаетправильностьрасчетов.
Определим другие показатели точки П: tп = 14 °С φп = 50 %.
На пересечении dп = const и φ = 95 % находим положение точки О и выписываем ее параметры: tо = 45 °С iо = 168 кДжкг dо = 49 гкг φо = 95 %.
Проводим линию iо = const и на пересечении с φ = 100 % находим точку М: tм = 41 °С iм = 168 кДжкг dм = 51 гкг φм = 100 %. Температура tм
= 41 °С больше 2 °С следовательно процесс осуществим.
Вычисляем dc точки смешения:
d 0319200 581696731 29
Определяем остальные параметры точки С: tс = 10 °С iс = 168 кДжкг φс = 38 %. Находим точку К на пересечении линий ВС и dн = const: tк = 12 °С iк = 24 кДжкг dк = 03 гкг φк = 10 %. Возможно выпадение конденсата в воздуховодах поэтому используем сначала нагрев а потом смешивание и назначаем температуру точки К’ безопасной т.е. от 6 до 10 °С. Ее параметры: tк’ = 8 °С iк’ = 9 кДжкг dк’ = 03 гкг φк’ = 6 %.
Уточняем новое положение точки смешивания С’. Она будет лежать на пересечении линий К’В и iо = const. Определим ее параметры: tс’ = 117 °С iс’ = 168 кДжкг dс’ = 2 гкг φс’ = 24 %.
Новому положения точки С’ будет соответствовать иное соотношение рециркуляционного и наружного воздуха:
16731 2 03 1117899 кгч.
Тогда расход наружного воздуха в холодный период года:
Gн G Gр 36167311117899 2498832 кгч.
Тепловая нагрузка воздухонагревателей первой ступени:
Q1 0 278Gн (iк ' iн ) Вт
Qохл 0 278 2498832 (9 (268)) 248693 76 Вт.
Тепловая нагрузка воздухонагревателей второй ступени:
Q2 0 278G (iп iо ) Вт
Qохл 0 2783616731 (26 6 168) 98534 22
Расход воды на увлажнение в паровом увлажнителе:
W 3616731 (49 2) 104885 23
Процессы изображённые i-d диаграмме (приложение 2) для режима работы в холодное время года:
НК` – нагрев первой ступени нагревается только наружный воздух;
К’С’-ВС’ – рециркуляция;
С’О – изоэнтальпическое увлажнение;
ОП – второй подогрев;
ПВУ – процесс в помещении.
ПОДБОР И КОМПОНОВКА ТИПОВОГО ЦЕНТРАЛЬНОГО КОНДИЦИОНЕРА
Общий расход воздуха обрабатываемого в кондиционере.
где G – расчетный расход воздуха кгч
L 3616731 30139 43 м3ч.
В соответствии с программой [4] данному расходу соответствует кондиционер КЦКП-315-УЗ (летний и зимний периоды). Общая длина кондиционера составляет 9910 мм (с учетом вентиляторной секции). Данные приведены в приложении 3.
Компоновка кондиционера включает следующие блоки:
1.Блок воздухоприемный (воздушный клапан: ГЕРМИК-П-1715- 1707-Н-П-05-00-00-У3);
2.Фильтр карманный (9хФВК-66-360-6-G4);
3.Воздухонагреватель жидкостный (ВНВ243.1-163-180-01-20- 04-2);
1.Блок воздухоприемный (воздушный клапан: ГЕРМИК-П-0675- 1707-Н-П-05-00-00-У3);
2.Воздухоохладитель жидкостный (ВОВ243.1-163-180-06-30-04- 1);
3.Камера промежуточная;
1.Камера увлажнения сотовая (Ce
2.Камера промежуточная;
3.Воздухонагревательжидкостный(ВНВ243.1-163-180-02-25- 02-2);
Вентилятор (ВР-84-97-71);
1.Камера промежуточная;
Холодопроизводительность Qх = 1493 кВт
Нагрузка чиллера вычисляется по следующей формуле:
Qч 111531 164 2 кВт.
По каталогу оборудования [6] подходит чиллер WSAT-XSC-70D (с воздушным охлаждением для наружной установки) с компрессорами SCROLL и осевыми вентиляторами. Его номинальная холодопроизводительность составляет 1744 кВт.
В чиллере установлены 4 компрессора 4 ступени регулирования (Nc) 2 холодильных контура 1 испаритель типа PHE 3 вентилятора. Габаритные размеры (длина х ширина х высота): 2850х1120х2250 рабочая масса 1478 кг. Объем испарителя составляет 12 л.
Определяется расход холодной воды по формуле:
G 3600 164 2 3137330 кгч = 871 лс.
По каталогу [6] при Gw = 871 лс потери давления в испарителе составляют Рисп = 45 кПа.
2.Подбор регулирующего клапана для воздухоохладителя
Используется трехходовой регулирующий клапан. Пусть гидравлические потери 25 кПа. Из расчета по программе [4] Рж = 326 кПа но такие потери соответствуют расходу 28413 кгч а при расчетной величине 3137330 кгч потери давления в теплообменнике увеличится:
Ркл > Рж’ + Ртр Ркл > 4225 кПа. По каталогу [7] при Gw = 871 лс и
Ркл=423кПавыбирается3-ходовойседельныйклапанVRG3с логарифмической характеристикой регулирования у которого Ду = 50 мм с kvs
= 40 м3ч. Фактические потери давления при заданном расходе Ркл = 50 кПа. Этот клапан может использоваться только как смесительный.
3.Подбор насосной станции
Расход воды – Gw = 871 кгч;
Потеривовсейтрубопроводнойсистеме(включаяарматуру) составляют Ртр = 14 кПа.
Общие гидравлические потери давления системы холодоснабжения:
Pс 14 39 75 50 45 148 75 кПа.
По каталогу [8] выбираем насосную станцию GPM-S-68 с насосом типа 68 обеспечивающим при заданном расходе давление Pн = 165 кПа. В насосе используется двухполюсный двигатель.
3.2.Расчет бака-аккумулятора
Требуемыйобъемводыприступенчатомрегулировании производительности чиллера:
Требуемый объем бака-аккумулятора:
где Vтр – объем воды в трубной системе 100 л
Vакк 1026 25 100 12 914 25 л.
Выбираем опцию с резервуаром на 1200 литров.
Общий объем бака-аккумулятора:
Vобщ Vакк Vтр Vисп л
Vобщ 1200 100 12 1312 л.
3.3.Расчет необходимой емкости мембранного расширительного бака
Расчет ведется по следующей формуле:
Рабочее давление рассчитывается по следующей формуле:
где h – превышение верхней точки гидравлической системы над местом установки МРБ;
Pзап – давление заправки принимаемое равным от 02 до 05 бар
Предельное давление – это давление которое выдерживает наименее прочное изделие (бак-аккумулятор или МРБ). Пусть Рпр = 6 бар. При использовании воды в системе холодоснабжения без функции теплового насоса рекомендуется принимать t = 36 °С. Коэффициент объемного
00 0 00037 36 28 04 л.
Станция с баком-аккумулятором на 1200 литров комплектуется МРБ с объемом 37 литров. Итак подобрана насосная станция GPM-S-69-1-A-1.
4.Подбор балансировочного клапана для системы
Избыточное давление создаваемое насосной станцией может быть погашено балансировочным клапаном:
Pбк 165 148 75 16 25
По каталогу [8] принимаем балансировочный клапан MSV-F2 с Ду = 80 мм расходной характеристикой Kv = 58 м3ч и числом оборотов шпинделя 1.
5.Подбор регулирующего клапана для воздухонагревателя
Теплопроизводительность воздухонагревателя регулируется установкой проходного двухходового регулирующего клапана на обратном трубопроводе. Регулируемый участок такого клапана включает в себя подающий и обратный трубопровод от места подключения тепловом узле до места установки регулирующего клапана.
Для качественного регулирования должно выполняться условие:
где Ркл – перепад давления на регулирующем клапане;
Р перепад давления в точке подключения Р = 100 кПа
При расходе перегретой воды Gw = 3822 кгч и скорости воды менее 1 мс диаметр трубопровода диаметр трубопровода Dу = 40 мм (точное значение скорости воды 085 мс). По номограмме каталога [8] при Gw = 3822 кгч и Ркл
= 50 кПа выбирается седельный проходной (двухходовой) клапан VM2 kvs = 63 м3ч и Dу =25 мм.
Фактическая потеря давления на клапане в открытом состоянии будет равна:
Если потери давления в трубопроводе первичного контура теплоснабжения с установленной путевой арматурой Р1 = 10 кПа Рбк = 100- 10-3680 = 532 кПа по номограмме [8] MSV-F2 Dу = 25 мм kvs = 60 м3ч количество оборотов шпинделя – 2.
6.Подбор смесительного насоса для воздухонагревателя
Насос устанавливается на обратном трубопроводе воздухонагревателя.
Общая потеря давления:
Расход жидкости составляет Gw = 3822 кгч = 38 м3ч.
По этим данным на ресурсе [9] подбирается насос Stratos 301-4 PN 10.
Его рабочее поле приведено на рис. 1.
Рис. 1. Рабочее поле насоса Stratos 301-4 PN 10
СП 60.13330.2012. Отопление вентиляция и кондиционирование. – М.: Госстрой России 2012. – 76 с.
СП 131.13330.2012. Строительная климатология. – М.: Госстрой России 2012. – 109 с.
ГОСТ 30494-96. Здания жилые и общественные. Параметры микроклимата в помещениях.
Бройда В.А. Центральные однозональные системы кондиционирования с постоянным расходом воздуха: Учебное пособие. – Казань: КГАСУ 2012.