Подякувати Студентському архіву довільною сумою
Admin
26.02.2023 12:38
Дякуємо, що користуєтесь нашим архівом!
КОНДИЦІЮВАННЯ ПОВІТРЯ ТА ЗАСТОСУВАННЯ НЕТРАДИЦІЙНИХ ДЖЕРЕЛ ЕНЕРГІЇ
Інформація про навчальний заклад
ВУЗ:
Національний університет Львівська політехніка
Інститут:
Інститут будівництва та інженерії довкілля
Факультет:
Не вказано
Кафедра:
Кафедра ТГВ
Інформація про роботу
Рік:
2010
Тип роботи:
Пояснювальна записка до курсового проекту
Предмет:
Нетрадиційні джерела енергії
Частина тексту файла (без зображень, графіків і формул):
Міністерство освіти та науки України
Національний університет “Львівська політехніка”
Інститут будівництва та інженерії довкілля
Кафедра “Теплогазопостачання і вентиляція ”
ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
ДО КУРСОВОГО ПРОЕКТУ
НА ТЕМУ:
“КОНДИЦІЮВАННЯ ПОВІТРЯ ТА ЗАСТОСУВАННЯ НЕТРАДИЦІЙНИХ ДЖЕРЕЛ ЕНЕРГІЇ ”
З КУРСІВ ” ПРОЕКТУВАННЯ СИСТЕМ КОНДИЦІЮВАННЯ ПОВІТРЯ ТА ХОЛОДОПОСТАЧАННЯ ” І ” НЕТРАДИЦІЙНІ ДЖЕРЕЛА ЕНЕРГІЇ ”
Львів-2010
Частина I курсового проекту
“КОНДИЦІЮВАННЯ ПОВІТРЯ “
Зміст
пояснювальної записки
з кондиціювання повітря
стор.
1.
Завдання на курсовий проект з кондиціювання повітря………………..
2
2.
Розділ 1.
Призначення будинку,характеристика будівельної та технологічної частини кондиціонованого приміщення…
5
3.
Розділ 2.
Основні кліматологічні дані мічця будівництва…………
8
4.
Розділ 3.
Розрахункові параметри внутрішнього повітря в кондиціонованому приміщенні………………………………..
8
5.
Розділ 4.
Розрахунок надлишкових теплонадходжень,волого- і газовиділень у кондиціоноване приміщення та кутового коефіцієнта процесу асиміляції тепло- і вологонадлишків у приміщенні………………………………
9
6.
Розділ 5.
Побудова процесів обробки повітря в центральному кондиціонері з 1 рециркуляцією для теплого і холодного періодів року на І-d – діаграмі та визначення продуктивності кондиціонера………………………………
13
7.
Розділ 6.
Розрахунок роздачі повітря в кондиціонованому приміщенні ………………………………………………………
20
8.
Розділ 7.
Розрахунок і підбір камери зрошення………………………
23
9.
Розділ 8.
Розрахунок бризкального басейну…………………………
26
10.
Розділ 9.
Розрахунок та вибір повітронагрівників І та ІІ підігріву.
27
11.
Розділ 10.
Розрахунок та вибір холодильної установки ………………
30
10.1.
Визначення робочого температурного режиму холодильної установки та її робочої холодопродуктивності…………………………………………..
31
12.
Список використаної літератури……………………………………………
35
Розділ 1.Призначення будинку, характеристика будівельної
та технологічної частини кондиціонованого приміщення
В даному курсовому проекті згідно із завданням потрібно запроектувати систему кондиціювання повітря глядацького залу на 630 місць кінотеатру в м. Бердянськ.
Приміщення кінотеатру поділяється на:
кінозал;
кіноапаратний комплекс;
службово-господарські приміщення.
Будівельні конструкції:
стіни – несучі; кладка із керамічної пустотної цегли, з зовнішньої сторони -
цементно-піщаний тиньк, з внутрішньої – вапняно-піщаний;
перегородки – армоцегляні та гіпсокартонні;
перекриття – залізобетонні плити;
підлога – полівінілхлоридні плитки, метлахські плитки.
Вологісний режим приміщень – нормальний [7, дод. 12, с. 199].
Зона вологості району будівництва – суха [7, дод. 13, с. 200].
Отже,умови експлуатації зовнішніх захищень – А [7, дод. 14, с. 200].
Кількість градусодіб оплювального періоду – 3024 г-д [7, дод. 1,с.179].
Температурна зона – II [7, дод. 1,с.179].
Теплотехнічні характеристики зовнішніх захищень.
Зовнішня стіна
Нормований термічний опір теплопередачі:
= 1,5 ;[7, дод. 4,с.190].
1.Вапняно-піщаний тиньк [7, дод. 1,с. 202.]:
ρо 1 =1600 Рис.1. Зовнішня стіна λ1А = 0,70 ;
δ1 = 0,010 м.
2. Кладка з керамічної пустотної цегли на цементно-піщаному розчині
[7, дод. 15,с. 202.]:
ρо2 = 1200 ;
λ2А = 0,47 ;
δ2 = 0,770 м.
3.Цементно-піщаний тиньк [7,дод. 15, с. 201]:
ρо3 = 1800 ;
λ3Б = 0,76 ;
δ3 = 0,020 м.
Фактичний термічний опір теплопередачі визначаємо за формулою:
,
де = 8,7 – коефіцієнт тепловіддачі на внутрішній поверхні захищення[7, дод. 9, с.197];
= 23 – коефіцієнт тепловіддачі на зовнішній поверхні захищення
[7, дод. 10, с.198];
- товщини відповідних шарів захищення, м;
- коефіцієнти теплопровідності відповідних шарів захищення,;
> .
Коефіцієнт теплопередачі зовнішньої стіни:
,
Покриття
Нормований термічний опір теплопередачі:
= 2,5 [7, дод. 4,с. 190].
Рис.2. Покриття
1. Залізобетонна ребриста плита [7, дод. 15, с. 201]:
ρо 1 = 2500 ;
λ 1Б = 1,92
δ 1 = 0,030 м.
2. Пароізоляція (два шари руберойду) [7, дод. 15, с. 204]:
ρо2 = 600 ;
λ2А = 0,17
δ2 = 0,010 м.
3. Утеплювач (пінополістирол)[7, дод. 15, с.203]:
ρо3 = 150 ; λ3А = 0,052 ; δ3 = 0,110 м.
4. Цементна стяжка (цементно піщаний розчин) [7, дод. 15, с. 201]:
ρо4 = 1800 ; λ4А = 0,76 ; δ4 = 0,050 м.
5. Гідроізоляційний килим (руберойд) [7, дод. 15, с. 204]:
ρо5 = 600 ; λ5А = 0,17 ; δ5 = 0,030 м.
Визначаємо фактичний термічний опір теплопередачі:
> .
Коефіцієнт теплопередачі покриття:
.
Розділ 2. Основні кліматологічні дані місця будівництва
Місто будівництва: Бердянськ
Розрахункові параметри зовнішнього повітря
[7, дод. 2, с. 183]
Таблиця 1
Період року
Ктаего-
рія
Темпе-ратура,
tз ,°С
Питома
ентальпія,
Iз, кДж/кг
Швидкість
руху
повітря,
νз, м/с
Розрахун-
кова
геогра-
фічна
широта,
°пн.ш.
Баромет-
ричний
тиск,
гПа
теплий
Б
30,5
63
1
46
1010
Б2
28,5
61
1
холодний
Б
-19
-17,6
5,0
Роздіол 3. Розрахункові параметри внутрішнього повітря
в кондиціонованому приміщенні
[1, дод. 4, с. 34; п. 2.8, с. 3]
Таблиця 2
Період року
Температура,
tз ,°С
Відносна вологість, φв,%
Швидкість руху повітря,
νв, м/с
теплий
26
50
≤ 0,4
холодний
18
45
≤ 0,2
30 °С
25 + 0,4 ( tз Б – 30 ) = 25 + 0,4 ( 30,5 – 30 ) = 25,2 = 26 °С.
Розділ 4. Розрахунок надлишкових тепло надходжень,
волого- і газовиділень у кондиціоноване приміщення
та кутового коефіцієнта процесу асиміляції тепло- і
вологонадлишків у приміщенні
Виконуємо підрахунок теплонадходжень в приміщення кінозалу
Теплий період року (ТПР)
Тепло надходження в кінозал загалом складаються з:
тепла від сонячної радіації;
тепловиділень від людей.
Теплонадходження від сонячної радіації:
через покриття
визначаємо за формулою:
, Вт,
де - площа покриття, = 521,15 м2;
- теплонадходження через 1м2 поверхні покриття від сонячної радіації,, за = 1 ;= 50 [7, дод. 36, с. 220] для покриття з горищем (підшивною стелею) за географічної широти 46 °пн.ш.;
- коефіцієнт теплопередачі покриття, =0,39 ;
= 521,15 · 50 · 0,36 = 10162 Вт.
Тепловиділення від людей:
підраховуємо за формулою:
, Вт,
де - повні (явні) тепловиділення від одного дорослого чоловіка залежно від температури повітря в приміщенні та інтенсивності роботи, Вт;
в стані спокою за = 26 °С [7, дод. 32, с. 218]
= 55 Вт; = 93 Вт;
- відповідно кількість чоловіків і жінок в приміщенні кінозалу,
= 0,5 · = 0,5 · 630 = 315;
Вт;
Вт.
Визначаємо надлишки явного і повного тепла в приміщенні кінозалу в ТПР:
,Вт.
Вт;
Вт.
Холодний період року (ХПР)
Вважаємо, що теплонадлишки в приміщення кінозалу в ХПР складаються з тепловиділень від людей, враховуючи додаткові втрати теплоти на повітряне опалення від tв О =14°С до tв КП= 18°С.
,Вт,
де - додаткові втрати тепла, Вт,
,Вт,
де - теплова характеристика на опалення будинку, = 0,27 [7, дод. 19, с. 207] для зовнішнього об’єму будинку, = 14,6 тис. м3; = 4407 м3, - об’єм залу глядачів; і - відповідно температура внутрішнього повітря за кондиціювання повітря та опалення, °С;
Вт.
Тепловиділення від людей:
Вт; Вт (в стані спокою за tв =18°С[7, дод. 32, с. 218];
Вт;
Вт.
Надлишки явного і повного тепла в приміщенні кінозалу в ХПР:
Вт;
Вт.
Виконуємо підрахунок вологовиділень в приміщення кінозалу
ТПР
Кількість вологи, яка виділяється людьми в приміщення кінозалу, визначаємо за формулою:
, , ,
де: - вологовиділення від одного дорослого чоловіка залежно від температури повітря в приміщенні та інтенсивності роботи, г/год;
в стані спокою за tв= 26 °С[7, дод. 32, с. 218]
=55 ;
.
ХПР
= 40 ; (в стані спокою за tв= 18°С [7, дод. 32, с. 218]);
.
Визначаємо кутовий коефіцієнт процесу асиміляції тепло-, волого надлишків в приміщенні кінозалу припливним повітрям з центрального кондиціонера
За формулою:
, .
де - надлишки вологи в приміщенні кінозалу, .
ТПР
;
ХПР
.
Підраховуємо виділення газових шкідливостей в приміщення кінозалу
В приміщенні кінозалу основною газовою шкідливістю є вуглекислий газ, який виділяється людьми.
Кількість вуглекислого газу, який виділяється людьми, залежить від інтенсивності роботи і визначається за формулою:
,,
де = 23 – кількість вуглекислого газу, який виділяється однією людиною (в стані спокою) [3, табл. V׀׀.2, с. 30]; = 630 люд – кількість людей в приміщенні кінозалу.
Отже, виділення вуглекислого газу в приміщення кінозалу як в теплий, так і холодний періоди року становлять:
.
Розділ 5. Побудова процесів обробки повітря в
центральному кондиціонері з І рециркуляцією
для теплого і холодного періодів року на І-d-діаграмі
та визначення продуктивності кондиціонера
Теплий період року
Наносимо на І-d-діаграму точки З ( t з Б2= 28,5 °С; Із Б2= 61 ) і
В (tв=26 °С; φв=50 %), які характеризують, відповідно, параметри зовнішнього і внутрішнього повітря для теплого періоду року. Проводимо на І-d – діаграмі пряму ВП – промінь процесу зміни стану повітря в приміщенні – до перетину з температурою припливного повітря в точці П: °С, де = 7 °С – прийнята різниця температура між внутрішнім та припливним повітрям (°С) – допустима різниця температур між внутрішнім та припливним повітрям.
Напрямок ВП визначає значення кутового коефіцієнта
.
З точки П проводимо пряму за напрямком dп= const до перетину з ізотермою tп 1= tп - 1 = 19 – 1 = 18 °С в точці П1, яка характеризує стан повітря після другого підігріву.Відрізок П1 П відповідає підігріву повітря на 1 °С у вентиляторі і припливних повітропроводах. З точки В проводимо пряму за напрямом dв = const до перетину з ізотермою tp = tв + 1 = 26 + 1 = 27 °С в точці Р, яка характеризує параметри рециркуляційного повітря у витяжних повітропроводах.
Через точки П і П1 проводимо пряму ПК по dп = const до перетину з кривою φк = 90 % в точці К. Відрізок КП1 описує процес другого підігріву.
Таблиця 3
Точка на
І-d - діаграмі
t, °С
І,
d,
φ, %
З
28,5
61
12,8
52
Р
27
53,5
11,4
48
С1
28
60
12,4
52
К
14
36,8
9
90
П1
18
41
9
70
П
19
42
9
65
В
26
52,5
11,4
50
Визначаємо масову продуктивність кондиціонера:
,
де та - відповідно питома ентальпія внутрішнього та припливного повітря, .
За об’ємною продуктивністю кондиціонера:
,
де – густина припливного повітря,
приймаємо центральний кондиціонер КТЦ2 – 20
Кількість повітря, яка надходить на І рециркуляцію, визначаємо за формулою:
, ,
де - мінімальна кількість зовнішнього повітря, яка необхідна за санітарними нормами.
Мінімальна кількість зовнішнього повітря з умови зменшення концентрації вуглекислого газу до граничної допустимої концентрації становить:
,
де = 9660 ; - відповідно допустима концентрація СО2 у внутрішньому приміщення і його ж концентрація в зовнішньому повітрі, , [3. с. 37].
,
де – густина зовнішнього повітря.
Мінімальна кількість зовнішнього повітря, яку необхідно подавати в приміщення системою кондиціонування повітря за нормами, становить:
,
де – мінімальна кількість зовнішнього повітря, яку необхідно подавати в приміщення кінозалу на 1 людину [4, атбл.І.6, с.22]; - кількість людей в кінозалі.
Отже, приймаємо мінімальну кількість зовнішнього повітря:
.
Тоді
.
Знаходимо на прямій РЗ точку С1, яка відповідає параметрам повітря після змішування зовнішнього повітря з повітрям, яке надходить на І рециркуляцію:
мм.
З’єднуємо точки С1 і К, яка є променем процесу в зрошувальній камері.
Витрату холоду в зрошувальній камері визначаємо за формулою:
,
де - кількість повітря , яка надходить в камеру зрошення.
Вт.
Кількість теплоти на II підігрів повітря:
Вт.
Холодний період року
Кількість зовнішнього повітря і повітря ,яке надходить на I рециркуляцію,
приймаємо за даними розрахунку для теплого періоду року.Обробка повітря в камері зрошення проводиться за адіабатою.
Наносимо на І-d-діаграму точки З ( t з Б= -19 °С; Із Б = - 17,6 ) і В (t в= 18 °С; φв=45 %), які характеризують, відповідно параметри зовнішнього і внутрішнього повітря.
З точки В проводимо за напрямком пряму до перетину з ізотермою в точці П. При цьому температуру припливного повітря визначаємо за формулою:
°С
де Спов=1,005 - питома теплоємність повітря.
За даним значенням d п = d к і відносною вологою повітря після зрошувальної камери φк = 90 % наносимо точку К на I-d – діаграму.
З точки П ,яка відповідає параметрам припливного повітря проводимо пряму ПК за напрямом dп=const до перетину з лінією φк = 90 % .Пряма КП зображає процес підігріву повітря : в припливному вентиляторі і повітропроводах на 1 °С (відрізок П1П) і в повітронагрівниках II підігріву (відрізок КП1).Температуру повітря після нагріву в припливному вентиляторі і повітропроводах на 1 °С знаходимо за формулою:
°С.
Для визначення параметрів зовнішнього повітря після I підігріву (точка Т) знаходимо потрібну питому ентальпію за правилом змішування:
;
.
За даними значенням dз=0,8 і порахувавши значенням IT=13,7 наносимо на діаграму точку Т ,а цьому відповідає температура tT=11 °С
Температура на виході з I підігріву повинна бути не менше 5,0 °С ( з умови не обмерзання повітронагрівника),що виконується .
Точки В і Т з’єднуємо прямою ВТ.З точки К за напрямком IК=const проводимо лінію КС1 до перетину з лінією ВТ в точці С1.
Таблиця 4
Точка на
І-d - діаграмі
t, °С
І,
d,
φ, %
З
-19
-17,6
0,8
95
В(Р)
18
32,8
6,8
45
П
9,8
22
4,9
65
П1
8,8
21
4,9
70
К
6,9
17,5
4,9
90
Т
11
13,7
0,8
10
С1
12,4
17,5
1,9
20
Визначаємо витрати тепла на I підігрів:
та кількість тепла на II підігрів :
Вт.
Розділ 6.Розрахунок роздачі повітря
в кондиціонованому приміщенні
Потрібно розподілити повітря через двоструменеві плафони ВДП в приміщення кінозалу розмірами А=18 м, В=30 м,розрахунковою висотою Нр=5,2 м та обслуговуваними розрахунковими розмірами Ар=16м х х Вр=16 м.
Температура повітря в обслуговуваній зоні tв=26 °С,температура припливного повітря tп=19 °С.Різниця температур .
Допустима швидкість руху повітря в обслуговуваній зоні νнорм =νв =0,4 м/с
Допустима розрахункова різниця температур в місці входу струменя в обслуговувану (робочу) зону °С.
Рис.5. Роздача повітря в кінозалі плафонами ВДП
Розв’язування.
Проектуємо розташування плафонів на перетині діагоналей квадратів
Приймаємо плафон ВДП-5
Загальна кількість встановлених плафонів:
; ;
Рис.6. Плафон двоструменевої подачі:
1-приєднувальний патрубок;
2-відбивальний перфорований диск (kж.с =0,2…0,4);
1 -ненастильний вертикальний струмень;
2 -настильний віяльний струмень.
; ;
; °С.
Рис.7. Схема струменя (схема VI)
Тип струменя – повний віяльний розсіяний вертикальний.
Найкоротший шлях повітряного струменя до ОЗ (РЗ):
Радіус дії струменя:
.
Для вибору формули,за якою знаходиться швидкість vo на вході в плафон,визначаємо значення виразу:
Для ВДП-5 маємо [6,дод.33,с.321],для якого; ;;; за b/d0=0,3 [6,табл.14,графа 14,с.221] та до vo дорівнює 1,9.
Визначаємо відношення :
Якщо ; 2,08 < 2,9,
то працює основна ділянка віяльного настильного струменя.
Тоді маємо:
[6,табл.15,ф-ла (249),с.231], де
Максимальна пропускна здатність одного плафону:
:
Розрахункова кількість плафонів:
Визначаємо максимальну різницю температур повітря в ОЗ (РЗ).
Якщо ; 2,08 < 2,9
то працює основна ділянка віяльного настильного струменя.
Тоді маємо:
°С [6,табл.15,ф-ла (250),с.231], де
де °С.
Перевіряємо умову °С.
0,32 °С < 0,7 °С – умова виконується.
Отже, розрахунок закінчений.
Розділ 7.Розрахунок і підбір камери зрошення
[4,прикл.VI.1,с.198 (ТПР);прикл.VI.2,с.199 (ТПР)]
ОКФ
КТЦ2-20
ТПР
Наносимо на I-d – діаграму точку C1 за tc 1 =28 °С; Іс 1=60 .Точка К знаходиться на перетині tк=14 °С; φк = 90 %. С1К – політропний процес обробки повітря в камері зрошення.
Для визначення умовної температури води tw,наносимо точку W,яка знаходиться на перетині С1К і φк=100 %; tw=11,1 °С.
Для розрахунку використовуємо такі дані:
;
- початкові параметри повітря:
tc 1 =28 °С; Іс 1=60 ; d c 1=12,4 ; φ c 1=52 %.
- кінцеві параметри повітря:
tк=14 °С; Ік=36,8 ; d к=9 ; φ к=90 %.
Кількість теплоти ,яку необхідно забрати від повітря:
Вт.
Наближені значення температури води в камері зрошення:
З [4,табл.VI.2,с.196] приймаємо кількість форсунок в камері зрошення (для КТЦ2-20).
За [4,рис.VI.6(рф=f(φ c 1, φ к )) с.197] визначаємо тиск води перед форсунками залежно від початкової і кінцевої відносної вологості повітря або за формулою:
за φ к=90 % : .
З [4,табл.VI. 1 (gф=f( рф )), с.195] залежно від тиску води перед форсунками визначаємо витрату води однієї форсункою або за формулою:
.
Знаходимо загальну витрату води через форсунки:
.
Підраховуємо коефіцієнт зрошення :
.
З [4,табл.VI. 3 (Еl=f( В )), с.197] знаходимо значення ентальпійного показника ефективності роботи камери зрошення або за формулою:
.
Визначаємо питому ентальпію насиченого (φ к=100 %) повітря за початкової температури води tВ П :
,
Звідки .
З I-d – діаграми в місці перетину і φ к=100 % знаходимо ,що є < ( згідно будівельних норм і правил має бути ).
Тому , якщо отрималось ,то приймаємо і .
Тоді маємо:
;
;
;
;
.
Визначаємо кінцеву температуру води в камері зрошення з рівняння теплового балансу:
;
°С
де Св=4,19 - питома теплоємність води.
Визначаємо номінальну масову продуктивність камери зрошення.
,
- номінальна об’ємна продуктивність кондиціонера; - густина повітря за
.
Визначаємо опір проходу повітря:
де - номінальний опір проходу повітря камери зрошення;
Діаметр форсунок dф = 9 мм.
ХПР
Записуємо дані для розрахунку:
tС 1 =12,4 °С; ІС 1= ІК=17,5 ; tК =6,9 °С; tМ с 1 =4,6 °С;
За [4,ф-ла (VI.2),с.197] підраховуємо температурний показник ефективності адіабатного зволоження повітря в камері зрошення:
.
З [4,табл.VI. 4 (В=f( ЕА )), с.198] визначаємо потрібний коефіцієнт зрошення або за формулою:
.
Загальна витрата води:
.
Витрата води однією форсункою:
.
Тиск води перед форсунками [4,табл.VI. 1 (gф=f( рф )), с.195] :
.
Розділ 8.Розрахунок бризкального басейну.
Визначаємо температуру охолодженої води в бризкальному басейні для таких умов:
напір біля сопел (50/25) – Н = 6 м,вод.ст.;
кількість теплоти , яку необхідно зняти в конденсаторі:
Вт;
густина зрошення
,
де кількість води ,м3/год,яка розбризкується на даній площі бризкального басейну м2;
- перепад температур в бризкальному басейні. Приймаємо .
- місце будівництва – м. Бердянськ , для якого:
; Iз Б = 63 кДж/кг; νз Б = 1 , м/с.
- з I-d – діаграми: φз Б =46 , %
З [3,лист.VIII. 24 (графіки 1 і 2). с.243] визначаємо такі допоміжні коефіцієнти:
; .
Визначаємо загальний допоміжний коефіцієнт:
.
Залежно від , φз Б і [3,лист.VIII. 24 (графіки 3). с.243] визначаємо середню температуру в бризкальному басейні
.
Температура води,отриманої з бризкального басейну:
.
Розділ 9.Розрахунок та вибір повітронагрівників I та II підігріву.
Для прийнятого типу кондиціонера КТЦ2-20 проводимо розрахунок повітронагрівників I та II підігріву [4,приклад VI. 3, с.207…210].
Розрахунок повітронагрівника I підігріву
Вихідні дані для розрахунку:
витрата повітря через повітронагрівник
;
кількість теплоти , яка витрачається на нагрів. повітря,
;
початкова температура повітря;
;
кінцева температура повітря;
;
початкова температура теплоносія ;
;
кінцева температура теплоносія ;
;
Попередньо приймаємо типову секцію підігріву для кондиціонера КТЦ-2-20, яка складається з дворядного теплообмінника ВН-2 з такими параметрами [8,табл.5,с.30 ]:
Fд=60,4 м2 – площа зовнішньої поверхні нагріву;
fж.п=0,915 м2 – живий переріз для проходу повітря;
fтр=0,00246 м2 – живий переріз (ходу) для проходу води.
Повітронагрівник складається з двох 1,25 м базового теплообмінника.
Виходячи із заданого перепаду температур по гарячій воді,знаходимо її витрату через теплообмінник:
.
Підраховуємо середній арифметичний температурний напір в повітронагрівнику:
.
Масова швидкість руху повітря в живому перерізі повітронагрівника [4,ф-ла (VI. 8), с.206]:
.
Знаходимо швидкість руху води в трубках повітронагрівника [4,ф-ла (VI. 9), с.206]:
,
де густина води за .
Отримане значення швидкості води не відрізняється від рекомендованого оптимального значення для режимів нагрівання (0,15…0,30 м/с ).
За масової швидкості руху повітря і швидкості води в трубках для режимів нагрівання знаходимо коефіцієнт теплопередачі в дворядному теплообміннику за формулою [4,ф-ла (VI. 6), с.205]:
.
Визначаємо потрібну площу поверхні нагріву повітронагрівника:
,
що менше прийнятої площі поверхні 60,4 м2 в дворядному теплообміннику.
Підраховуємо запас:
Звичайно допускається запас 20 %.
Аеродинамічний опір проходу повітря за витрати :
,
де аеродинамічний опір проходу повітря однорядного повітронагрівника за номінальної продуктивності кондиціонера; .
Розрахунок повітронагрівника II підігріву
Вихідні дані для розрахунку:
витрата повітря через повітронагрівник
;
кількість теплоти , яка витрачається на нагрів. повітря,
;
початкова температура повітря;
;
кінцева температура повітря;
;
початкова температура теплоносія ;
;
кінцева температура теплоносія ;
;
Попередньо приймаємо типову секцію підігріву для кондиціонера КТЦ-2-20 яка складається з однорядного теплообмінника ВН-1 з такими параметрами [8,табл.5,с.30 ]:
Fд=30,2 м2 – площа зовнішньої поверхні нагріву;
fж.п=0,915 м2 – живий переріз для проходу повітря;
fтр=0,00123 м2 – живий переріз (ходу) для проходу води.
Повітронагрівник складається з одного 1,25 м базового теплообмінника.
Виходячи із заданого перепаду температур по гарячій воді, знаходимо її витрату через теплообмінник:
.
Підраховуємо середній арифметичний температурний напір в повітронагрівнику:
.
Масова швидкість руху повітря в живому перерізі повітронагрівника [4,ф-ла (VI. 8), с.206]:
.
Знаходимо швидкість руху води в трубках повітронагрівника [4,ф-ла (VI. 9), с.206]:
,
де густина води за .
Отримане значення швидкості води незначно відрізняється від рекомен - дованого оптимального значення для режимів нагрівання (0,15…0,30 м/с ).
За масової швидкості руху повітря і швидкості води в трубках для режимів нагрівання знаходимо коефіцієнт теплопередачі в однорядному теплообміннику за формулою [4,ф-ла (VI. 6), с.205]:
.
Визначаємо потрібну площу поверхні нагріву повітронагрівника:
,
що менше прийнятої площі поверхні 30,2 м2 в однорядному теплообміннику.
Підраховуємо запас:
Звичайно допускається запас 20 %.
Аеродинамічний опір проходу повітря за витрати :
,
де аеродинамічний опір проходу повітря однорядного повітронагрівника за номінальної продуктивності кондиціонера; .
10.Розрахунок та вибір холодильної установки
Для отримання холодної води для зрошувальної камери центрального кондиціонера підбираємо холодильну машину,яка працює на хладоні – 12 (R12).
Вихідні дані для розрахунку:
потрібна холодопродуктивність
Вт.
температура води, яка надходить на випарник холодильної машини з камери зрошення,
;
температура води, яка виходить з випарника холодильної машини в камеру зрошення,
;
температура води в бризкальному басейні, яка надходить на охолодження конденсатора ХМ,
;
перепад температур води в бризкальному басейні
;
За потрібною холодопродуктивністю попередньо приймаємо дві холодильні мащини:
;
де - стандартна холодопродуктивність холодильної машини, Вт.
З [ 8,табл.6,с.73] приймаємо 2 холодильні машини марки ХМ-ФУ-40/ І, для яких :
- число обертів n=1450 об/хв. ;
- об’єм ,який описується поршнем компресора Vпорш = 195,5 м3/год ;
- холодопродуктивність за tвип= +5 ºC і tк= +35 ºC
Qх.ст. = 98860 Вт ;
.
Визначаємо нев’язку :.
10.1. Визначення робочого температурного режиму холодильної установки та її робочої холодопродуктивності.
Для розрахунку визначаємо такі температури:
Температуру випаровування:
Температура всмоктування компресором:
Температура конденсації:
Температура переохолодження рідкого холодильного агенту перед терморегулювальним вентилем:
Стандартний режим роботи холодильної установки:
Будуємо на p-I діаграмі хладону-12 робочий та стандартний процеси холодильної установки.
У вузлових точках робочого та стандартного процесів 1, 2, 3’, 3, 4, 1’ знаходимо значення питомих ентальпій, в точці 1 – питомий об’єм пари, а в точках 1 та 2 відповідно тиск випаровування та конденсації.
Стандартий режим:
Питома об’ємна холодопродуктивність:
Робочий режим:
Питома об’ємна холодопродуктивність:
Складаємо тепловий баланс теплообмінника для утилізації тепла з метою уточнення параметрів точок 1 і 2 для процесу:
що майже відповідає прийнятому значенню
Тут Qпереох, Qперегр – відповідно тепло, яке йде на процеси переохолодження та перегріву, Вт; GХА – кількість циркулюючого в холодильній машині холодоагента, кг/год.
Підраховуємо коефіцієнт подачі компресора за стандартного і робочого процесів.
Коефіцієнт подачі компресора за стандартного режиму роботи визначаємо з формули [6, c. 183]:
Qх ст.=λст·Vпорш·qv ст×0,278, Вт,
Звідки:
Коефіцієнт подачі компресора за робочого режиму визначаємо за формулою [6, c. 183]:
де λОБ – об’ємний коефіцієнт, який визначається за формулою:
де с=0,05 – коефіцієнт шкідливого простору; m=1 – показник політропи;
рк=0,92 МПа, рвип=0,35 МПа – відповідно абсолютний тиск конденсації і випаровування;
λпід – коефіцієнт підігріву, який визначається за формулою:
λдр =0,95 – коефіцієнт дроселювання;
λщ =0,95 – коефіцієнт щільності;
Для прийнятої холодильної машини остаточно підраховуємо робочу холодопродуктивність[6, c. 184]:
Коефіцієнт запасу:
що відповідає прийнятим нормам.
Отже прийнята холодильна установка складатиметься з 2-х холодильних машин ХМ-ФУ-40/ І.
Список використаної літератури
СНиП 2.04.05-86. Отоплениє, вентиляция и кондиционирование. Стройиздат. 1987.
Спавочник проектировщика. Внутренние санітарно-технические устройства. Часть 2. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Под ред. И. Г. Староверова. – М.: Стройиздат 1977(1978).
Щекин Р. В. и др. Справочник по теплоснабжению и вентиляции. Кн. 2. Вентиляция и кондиционирование воздуха. – Киев.: Будівельник, 1976.
Богословский В. Н. и др. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение. – М.: Стройиздат, 1985.
Завдання і методичні вказівки до виконання курсової роботи з курсу «Кондиціонування та холодопостачання».
Пеклов А. А., Степанова Т. А. Кондиционирование воздуха. – Киев: Вища школа, 1978.
Жуковський С. С., Лабай В. Й. Системи енергопостачання і забезпечення мікроклімату будинків та споруд: Навчальний посібник для ВЗО. – Львів: Астромо-геодезичне товариство, 2000. – 259 с.
Лабай В.Й. Проектування систем кондиціювання повітря та холодопостачання (з використанням центральних кондиціонерів): Конспект лекцій. – Львів: Тріада Плюс. 2004. – 80 с.
СНиП ІІ-3-79**. Строительная таплотехника. – М.: ЦИТП Госстроя СССР, 1986. – 32 с.
Ділись своїми роботами та отримуй миттєві бонуси!
0%
Оголошення від адміністратора