Эксперт по сдаче вступительных испытаний в ВУЗах
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по дисциплине «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение»
на тему: «Проектирование системы кондиционирования воздуха административно-бытового комплекса»
Вариант №9
Содержание
Введение. 3
1. Проектное задание 4
1.1 Задачи проектирования 4
1.2 Исходные данные 5
1.2.1 Характеристика объекта проектирования. 5
1.2.2 Климатическая характеристика района застройки 5
2. Система центрального кондиционирования 7
2.1 Выбор схемы центрального кондиционирования 7
2.2 Расчетные параметры внутреннего воздуха. 7
2.2.1 Обоснование выбора параметров внутреннего воздуха: 7
2.2.2 Обоснование выбора параметров наружного воздуха: 8
3. Тепловой баланс. Расчет количества вредностей, выделяющихся в помещениях. 10
3.1. Расчет теплопоступлений в помещениях. 10
3.1.1. Теплопоступления от солнечной радиации. 10
3.1.2. Теплопоступления от искусственного освещения. 16
3.1.3. Теплопоступления от людей. 17
3.1.4. Тепло, выделяемое остывающей горячей пищей. 19
3.1.5 Расчет теплопотерь помещений 20
3.2. Определение влаговыделения в помещениях 22
3.2.1. Влаговыделения от людей. 22
3.2.2. Влаговыделение от остывающей пищи. 23
3.3. Определение газовыделений. 24
4. Расчет воздухообмена. Воздушный баланс 26
5. Расчет воздухораздающих устройств 37
5.1 Расчет приточной струи 37
6. Процессы обработки приточного воздуха 41
7. Выбор оборудования для обработки приточного воздуха 43
7.1 Оросительная секция, холодильная установка 43
7.2 Подбор доводчиков 46
8. Компоновка систем и их конструктивные особенности 48
9. Аэродинамический расчет систем П1 и В1 49
10. Выбор вентиляторов 57
11. Схема автоматического регулирования 58
Список используемой литературы 63
Введение.
Установки для создания искусственного микроклимата в помещениях и сооружениях промышленного и бытового назначения получают все более широкое распространение в народном хозяйстве страны.
Физические параметры воздуха — температура, влажность, подвижность и его чистота — влияют на самочувствие человека и его работоспособность. Создание необходимых условий воздушной среды в помещении можно осуществить установкой кондиционирования путем подвода или отвода теплоты, влаги, циркуляцией воздуха и замены внутреннего воздуха свежим. Системы кондиционирования воздуха обеспечивают создание и автоматическое поддержание заданных параметров воздуха в помещении независимо от меняющихся наружных метеорологических условий и переменных по времени избыточных тепло- и влаговыделений в помещениях. Системы кондиционирования воздуха содержат устройства для тепловой и влажностной обработки воздуха, очистки его от пыли, биологических загрязнений, запахов, перемещения и распределения воздуха в помещении, автоматического управления аппаратурой и внутренними процессами.
В данном курсовом проекте необходимо запроектировать систему кондиционирования воздуха для нескольких помещений торгового центра в г. Казани. Необходимое требование для обслуживания рассматриваемых помещений — постоянство параметров воздуха в зимнее и летнее время независимо от наружных климатических условий и интенсивности избыточных тепло- и влаговыделений внутри помещений.
Ранее для данного здания была запроектирована система вентиляции для всех помещений для обеспечения в них допустимых параметров воздуха и нормативной величины воздухообмена.
1. Проектное задание
1.1 Задачи проектирования
Разработать систему центрального многозонального кондиционирования 2-ого класса для обеспечения комфортных условий в теплый и холодный периоды года в помещениях торгового зала, магазина кулинарии, зала заседаний в здании торгового центра в г.Казань; рассчитать воздухообмен, определить процессы обработки воздуха, подобрать устройства (и обосновать их расчетом) для раздачи воздуха в помещениях, указанных выше, выбрать ориентировочно оборудование, более подробно обосновать выбор устройства для охлаждения воздуха (оросительной камеры, поверхностного воздухораспределителя и т.д.) и зональных доводчиков; указать рекомендуемую марку холодильной машины, выполнить аэродинамический расчет одной приточной и одной вытяжной системы; разработать технологическую схему автоматического регулирования.
1.2 Исходные данные
1.2.1 Характеристика объекта проектирования.
Наименование объекта – торговый центр.
Этажность — 2 этажа.
Район застройки — г. Казань.
Географическая широта 55°с.ш.
Главный фасад обращен на юго-запад.
Высота помещения 3,4 м
Высота окон 3 м
Наличие подвала: есть
Наличие технического этажа: нет
Тип оконных переплетов: переплеты двойные деревянные
Тип и параметры теплоносителя: вода
В расчетных помещениях использует лампы накаливания, располагаемые под потолком.
Номера расчетных помещений: 1 (торговый зал), 1 (торговый зал), 4 (магазин кулинария), 4 (зал заседаний).
В помещениях находится ежечасно соответственно 100 чел, 100 чел, 30 чел, 50 чел.
Размеры помещений принять по плану в соответствии с масштабом.
1.2.2 Климатическая характеристика района застройки
Климатические данные заданного района строительства определены согласно заданию на курсовой проект по [6].
Расчетные параметры наружного воздуха сведены в таблицу 1.
Таблица 1 – Климатические данные района застройки
Параметры Б
tн, °С Jн, кДж/кг υ, м/с
ТП 28 54,7 1
ХП -31 -30,7 3,8
Географическая широта — 55 °с.ш.; средняя температура отопительного сезона -4,8 °С; продолжительность отопительного сезона 208 сут.; средняя температура за июль 19,7°С.
2. Система центрального кондиционирования
2.1 Выбор схемы центрального кондиционирования
Согласно заданию требуется разработать центральную многозональную систему кондиционирования воздуха. Так как помещений мало, то целесообразно применить многозональную систему с доводчиками. Такая система позволяет обеспечить температуру воздуха в помещении как одинаковую, так и разную (t_в1=t_в2=⋯=t_(.n) или t_в1≠t_в2≠⋯≠t_(в.n)); температуру приточного воздуха либо одинаковую, либо разную (t_пр1=t_пр2=⋯=t_(пр.n) или t_пр1≠t_пр2≠⋯≠t_(пр.n)); но влагосодержание приточного воздуха разным быть не может (d_пр1=d_пр2=⋯=d_(пр.n)), а относительная влажность в помещениях может быть переменной в заданном интервале.
2.2 Расчетные параметры внутреннего воздуха.
2.2.1 Обоснование выбора параметров внутреннего воздуха:
Согласно заданию разрабатывается центральная многозональная система кондиционирования II класса, поэтому расчетные параметры внутреннего воздуха принимаем по оптимальным параметрам по ГОСТу 30494-2011 «Здания жилые и общественные. Параметры микроклимата в помещениях» согласно п. 5.3 СП 60.13330.2012 «Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха». В данном ГОСТе параметры внутреннего воздуха задаются интервалом. Расчетную температуру следует выбрать среднюю из интервала.
— Торговый зал (пом.1, пом.1 на 2 эт.).
Тёплый период:
• температура внутреннего воздуха t_в = 23…25 ºС, принимаем t_в = 24 ºС ;
• относительная влажность φ = 60…30 %;
• скорость движения воздуха ν ≤ 0,15 м/с.
Холодный период:
• температура внутреннего воздуха t_в = 18…20 ºС, принимаем t_в = 19 ºС;
• относительная влажность φ = 45…30 %;
• скорость движения воздуха ν ≤ 0,3 м/с.
— магазин кулинария (пом.4).
Тёплый период:
• температура внутреннего воздуха t_в = 23…25 ºС, принимаем t_в = 24 ºС ;
• относительная влажность φ = 60…30 %;
• скорость движения воздуха ν ≤ 0,15 м/с.
Холодный период:
• температура внутреннего воздуха t_в = 18…20 ºС, принимаем t_в = 19 ºС;
• относительная влажность φ = 45…30 %;
• скорость движения воздуха ν ≤ 0,3 м/с.
— зал заседаний (пом.4).
Тёплый период:
• температура внутреннего воздуха t_в = 23…25 ºС, принимаем t_в = 24 ºС ;
• относительная влажность φ = 60…30 %;
• скорость движения воздуха ν ≤ 0,15 м/с.
Холодный период:
• температура внутреннего воздуха t_в = 20…21 ºС, принимаем t_в = 20 ºС;
• относительная влажность φ = 45…30 %;
• скорость движения воздуха ν ≤ 0,3 м/с.
2.2.2 Обоснование выбора параметров наружного воздуха:
Согласно п. 5.13 СП 60.13330.2012 «Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха» параметры наружного воздуха для систем кондиционирования выбираются по параметрам Б СП 131.13330.2012 «Строительная климатология» (табл.3.1).
Теплый период года (параметры Б):
— температура воздуха 28 ºС;
— удельная энтальпия In= 54,7 кДж/кг;
— скорость ветра υн = 1 м/с;
Холодный период года (параметры Б):
— температура воздуха -31 ºС;
— удельная энтальпия In = -30,7 кДж/кг;
— скорость ветра υн = 3,8 м/с;
3. Тепловой баланс. Расчет количества вредностей, выделяющихся в помещениях.
3.1. Расчет теплопоступлений в помещениях.
3.1.1. Теплопоступления от солнечной радиации.
Теплопоступления от солнечной радиации, через световые проемы и через покрытия учитываются в тепловом балансе для теплого периода года, для наиболее жаркого месяца года и расчетного времени суток.
Расчетным часом суток для выбора воздухообмена является час, когда ожидаются самые большие теплоизбытки в помещении, т.е. когда наиболее суммарные теплопоступления от солнечной радиации и прочих источников теплопоступлений. Час максимальных тепловыделений по технологическим условиям указывается в задании на разработку проекта.
А. Теплопоступления от солнечной радиации через световые проемы
Максимальные теплопоступления от солнечной радиации через окна, фонари, витражи, остекленные части балконных и входных дверей в здание Q_(с.р.), кДж/ч, происходят в периоды максимального солнечного облучения наружной поверхности соответствующего ограждения. Эти поступления теплоты складываются из тепла солнечной радиации, непосредственно прошедшей через остекленную часть конструкции ограждения Q_(п.р.), и из теплового потока за счет теплопередачи через заполнение Q_(т.п.).
При проектировании вентиляции, в том числе и с (адиабатическим) охлаждением приточного воздуха, поступление тепла в помещение за счет солнечной радиации и разности температур наружного и внутреннего воздуха, через световые проемы Q_(с.р.), кДж/ч, определяем по формуле:
Q_(с.р.)=Q_(п.р.)+Q_(т.п.) (3.1)
Первое слагаемое этой суммы находим по формуле:
Q_(п.р.)=3,6(q_п∙K_инс+q_р∙K_обл )∙A_ок∙β_1∙β_2∙β_3+3,6∙A_ок/R (t_н-t_в ) (3.2)
где q_п, q_р — максимальная интенсивность прямой и рассеянной солнечной радиации, падающей на светопроем, Вт/м2. В зависимости от географической широты района строительства и ориентации ограждения, определяем по табл. 2.4 [7];
A_ок — площадь светопроема, м2;
β_1 — коэффициент теплопропускания окон с учетом затенения непрозрачной частью (переплетами) заполнения светопроема, определяем по табл. 2.5 [7];
β_2 — коэффициент теплопропускания прозрачной частью заполнения светопроема, определяем по табл. 2.6 [7];
β_3 — коэффициент теплопропускания нестационарными солнцезащитными устройствами, определяем по табл. 2.7 [7];
K_обл — коэффициент облучения поверхности светопроема рассеянной радиацией, K_обл=0,85.
K_инс — коэффициент инсоляции, учитывающий долю прошедшего потока падающей на вертикальный световой проем прямой солнечной радиации после затенения наружными козырьками или вертикальными ребрами. При отсутствии козырьков и вертикальных ребер K_инс=1.
R — термическое сопротивление ограждений, которое соответствует нормативным значениям [3] и равно: наружных стен R_(н.с.) = 2,64 м2°С/Вт, окон R_ок = 0,18 м2°С/Вт, чердачного покрытия R_пт = 3,58 м2°С/Вт.
Расчет для помещения №1.
Определим теплопоступление солнечной радиации через панорамные окна в помещении, расположенное на 55°с.ш., заполнение световых проемов ориентировано на ЮЗ, ЮВ и СЗ. Остекление окон – однокамерный стеклопакет в одинарном деревянном переплете, стекло обычное. Размеры окон: высота 3 м, ширина 6 м и 19,03 м.
Теплопоступление солнечной радиации, непосредственно прошедшей через остекленную часть конструкции Q_(п.р.), определяется по формуле (3.2).
Площадь окон, направленных на ЮЗ и ЮВ
A_ок=3∙6+3∙6=36 м^2
для них
q_п=543,5 Вт⁄м^2
q_р=147,25 Вт⁄м^2
Площадь окон, направленных на СЗ
A_ок=3∙19,03=57,09 м^2
для них
q_п=457,25 Вт⁄м^2
q_р=126,5 Вт⁄м^2
β_1=0,8 для одинокамерного стеклопакета с деревянным переплетом,
β_1=0,95 для одинарного остекления из обыкновенного стекла толщиной 2,5-3,5 мм,
β_3 =1, т.к. никаких солнцезащитных устройств не предусмотрено.
Q_(п.р.)=3,6[(543,5∙1+147,25∙0,85)∙36+
(457,25∙1+126,5∙0,85)∙57,09]∙0,8∙0,95∙1+3,6∙93,09/0,18 (28-24)=
=154077,43+7447,2=161524,63 кДж⁄ч
Расчет торгового зала на втором этаже аналогичен.
Оставшиеся помещения не требуют данного расчета, т.к. в них отсутствуют оконные проемы.
Результаты расчетов сведем в таблицу 2.
Б. Теплопоступление через покрытие
Ведем расчет для помещений торгового зала на втором этаже и зала заседаний.
Поступление тепла в помещение в теплый период года, через совмещенные покрытия зданий и сооружений для любого расчетного часа суток Q_(т.п.), кДж/ч, определяем по формуле:
Q_(т.п.)=3,6(t_усл-t_в ) A_огр∙K=3,6[t_н+((q_п+q_р )∙P)/α_н -t_у ] A_огр∙K (3.3)
где t_н — расчетная температура наружного воздуха, °С;
q_п,q_р — максимальная интенсивность прямой и рассеянной солнечной радиации, падающей на горизонтальную поверхность, Вт/м2 . В зависимости от географической широты района строительства определяем по табл. 2.4 [7];
A_огр — площадь покрытия, м2;
P — коэффициент поглощения солнечной радиации наружной поверхностью покрытия: для рубероида с алюминиевой покраской Р = 0,5;
t_у — расчетная температура удаляемого воздуха под перекрытием, °С;
K — коэффициент теплопередачи покрытия, K=1⁄R_0 , Вт/(м2 ∙ °С);
α_н — коэффициент теплоотдачи наружной поверхностью покрытия, Вт/м2, определяем по формуле:
α_н=1,16(5+10√ϑ) (3.4)
где ϑ — расчетная скорость ветра, м/с, для теплого периода, принимаем по [6];
R_0 — сопротивление теплопередачи заполнения светопроема, (м2∙°С/Вт), определяемое теплотехническим расчетом или принимается не менее нормируемых значений сопротивления теплопередачи заполнения светопроема R_норм;
R_норм — определяем в зависимости от градусо-суток отопительного периода района строительства.
α_н=1,16(5+10√1)=17,4 Вт⁄м^2
Градусо-сутки отопительного периода, ГСОП, определяем по формуле:
ГСОП=(t_в-t_(ср.от.п) ) Z_от (3.5)
где t_в — расчетная температура воздуха в помещении, °С;
t_(ср.от.п) — средняя температура отопительного периода, °С, принимается по [6];
Z_от — продолжительность отопительного периода в сутках, принимается по [6].
ГСОП=(t_в-t_(ср.от.п) ) Z_от=(19-(-4,8))208=4950,4
Тогда R_норм определяем по формулам:
для общественных зданий:
R_норм=1,6+0,0004∙ГСОП (3.6)
R_норм=1,6+0,0004∙4950,4=3,58 (м^2∙℃)⁄Вт
Параметры удаляемого воздуха являются функцией параметров воздуха в рабочей зоне помещения (высотой 1,5 м от пола), высоты помещения и интенсивности выделения тепла и влаги в помещении.
Температура, удаляемого воздуха может быть определена по формуле:
t_уд=t_в+grad t(H_п-1,5) (3.7)
где H_п — высота помещения, м;
grad t — температурный градиент, принимается в зависимости от теплонапряженности помещения по табл. 2.8 [7].
Для расчетных помещений: t_уд=24℃
Расчет для помещения №1.
Площадь покрытия:
A_огр=178 м^2
Теплопоступления солнечной радиации за счет теплопередачи через покрытие при параметрах А наружного воздуха по формуле (3.3) составит:
Q_(т.п.)=3,6[28+(876,75∙0,5)/17,4-24]178∙1/3,58=5238,1 кДж⁄ч
Теплопоступления от солнечной радиации в помещении №4 рассчитываем по формуле (3.1):
Q_(с.р.)=Q_(п.р.)+Q_(т.п.)=161524,63+5238,1 =166762,73 кДж⁄ч
Остальные помещения рассчитываются аналогично.
Результаты расчетов сведем в таблицу 3.
Таблица 3 — Теплопоступления через покрытия и суммарные теплопоступления от солнечной радиации.
№ п.п Наим. пом. Аогр, м2 qсум, Вт/м2
Qт.п, кДж/ч Qс.р, кДж/ч
1 Торговый зал 178 — — 161524,63
1 Торговый зал (2 эт.) 178 876,75 5238,1 166762,73
4 Магазин кулинария 93 — — —
4 Зал заседаний 93 876,75 2730,2 2730,2
3.1.2. Теплопоступления от искусственного освещения.
Принято считать, что вся энергия, затрачиваемая на освещение, переходит в теплоту, нагревающую воздух помещения; при этом пренебрегают частью энергии, нагревающей конструкции здания и уходящей через них.
Количество тепла, выделяемое источниками искусственного освещения, определяют по электрической мощности светильников. Тепловыделения от искусственного освещения Q_осв, кДж/ч, для холодного периода года рассчитываются по формуле:
Q_осв=3,6∙F∙q_осв∙η_осв (3.8)
где F – площадь пола помещения, м2;
q_осв – максимально допустимая удельная установленная мощность освещения, Вт/м2. Определяется по табл.2.2 [7];
η_осв – доля тепла, поступающая от светильника в различные зоны помещения, определяется по 2.3 [7].Для ламп накаливания, установленных у потолка, η_осв=1.
Расчет помещения №1.
Тип источника освещения — лампы накаливания.
Способ установки светильника — у потолка.
F=178 м^2
q_осв=25 Вт⁄м^2
Тепловыделения от искусственного освещения рассчитываем по формуле (3.8):
Q_осв=3,6∙178∙25∙1=16020 кДж⁄ч
Остальные помещения рассчитываются аналогично.
Результаты расчетов сведем в таблицу 4.
3.1.3. Теплопоступления от людей.
Тепло, отдаваемое телом человека в воздух, окружающий его, может быть в явном Q_явн и скрытом виде Q_скр. В справочной литературе [7] в зависимости от категории трудовой деятельности приведены значения тепловыделений от одного человека в явном виде (qяв) и полные выделения тепла (q_явн + q_скр). В данном проекте требуется знать общие выделения тепла от людей в помещении отдельно в явном Q_явн и в скрытом виде Q_скр.
Q_полн=Q_явн+Q_скр (3.9)
Q_явн=3,6∙q_явн∙n
Q_полн=3,6∙q_полн∙n
где Q_полн, Q_явн, Q_скр – тепловыделения от людей соответственно полные, явные, скрытые, кДж/ч;
q_полн, q_явн – тепловыделения одним человеком (соответственно полные и явные), принимаемые в зависимости от интенсивности физической нагрузки у людей и температуры в помещении, Вт, принимаем по табл. 2.1 [7];
n — количество людей в помещении, чел.
Так как в справочной литературе [7] тепловыделения даны только при определенных температурах, при принятых температурах внутреннего воздуха (tв) для теплого и холодного периода года найдем интерполяцией.
В расчетах принимаем количество женщин – 50%, мужчин – 50%. Также примем, что женщины выделяют 85% от количества тепла, выделяемого мужчинами.
Расчет для помещения №1.
n = 100 чел.
Теплый период:
t_в=24℃
при легкой работе:
q_полн=144 Вт
q_явн=72 Вт
По формулам (3.9) получаем:
Q_полн=3,6∙(144∙50+144∙0,85∙50)=47952 кДж⁄ч
Q_явн=3,6∙(72∙50+72∙0,85∙50)=23976 кДж⁄ч
Q_скр=Q_полн-Q_явн=47952-23976=23976 кДж⁄ч
2) Холодный период:
t_в=19℃
при легкой работе:
q_полн=152 Вт
q_явн=104 Вт
По формулам (3.9) получаем:
Q_полн=3,6∙(152∙50+152∙0,85∙50)=50616 кДж⁄ч
Q_явн=3,6∙(104∙50+104∙0,85∙50)=34632 кДж⁄ч
Q_скр=Q_полн-Q_явн=50616-34632=15984 кДж⁄ч
Остальные помещения рассчитываются аналогично.
Результаты расчетов сведем в таблицу 5.
3.1.4. Тепло, выделяемое остывающей горячей пищей.
Поступление явной теплоты от остывающей пищи в магазине кулинарии определяем по формуле
Q_(пищ.явн.)=(q_п∙c_п (t_(н.п)-t_(к.п))n)/z_п (3.10)
где q_п — средняя масса всех блюд на одного обедающего (обычно равна 0,85 кг);
c_п — средняя теплоемкость блюд, входящих в состав обеда (обычно равна 3,35 кДж/(кг∙°С);
t_(н.п),t_(к.п) — начальная и конечная температуры пищи, поступающей в обеденный зал (70 и 40°);
z_п — продолжительность принятия пищи одним человеком (для столовых с самообслуживанием 0,3 часа);
n — число мест в обеденном зале.
Так как условно считается, что поступления скрытой теплоты равны поступлениям явной, то полные теплоизбытки от остывающей пищи Q_(пищ.полн.), кДж/ч, равны
Q_(пищ.полн.)=2∙Q_(пищ.явн.) (3.11)
Расчет для помещения №4.
n = 30 чел.
По формуле (3.10):
Q_(пищ.явн.)=(0,85∙3,35(70-40)30)/0,3=8543 кДж⁄ч
Q_(пищ.полн.)=2∙8542,5=17085 кДж⁄ч
Q_(пищ.скр.)=Q_(пищ.полн.)-Q_(пищ.явн.)=17085-8543=8542 кДж⁄ч
3.1.5 Расчет теплопотерь помещений
Основные и добавочные потери теплоты рассчитаем по формуле:
Q=A∙K∙(t_в-t_нп )∙n∙(1+∑β) (3.12)
где: A – площадь наружного ограждения;
K=1/R – коэффициент теплопередачи наружного ограждения;
n – коэффициент, показывающий ориентацию наружного ограждения по отношению к наружному воздуху; n=1 для поверхностей, соприкасающихся с наружным воздухом, n=0,75 если поверхность с наружным воздухом не соприкасается;
(1+∑β) — добавочные потери теплоты, где β — добавка на ориентацию;
t_в – внутренняя температура воздуха в помещении;
t_нп – температура наиболее холодной пятидневки, t_нп=-31℃.
Результаты всех расчетов сведем в таблицу 7.
3.2. Определение влаговыделения в помещениях
3.2.1. Влаговыделения от людей.
Влага от людей поступает в помещения в результате испарения с кожи и с выдыхаемым воздухом. Так же как и тепловыделения, влагопоступления от людей зависят от многих факторов. В таблицах, используемых в вентиляционных расчетах, приводятся данные по влаговыделениям в зависимости от температуры окружающего воздуха, и интенсивности выполняемой людьми работы.
Влаговыделения от людей W_люд, г/ч, находим по формуле:
W_люд=w∙n (3.13)
где w — влага, выделяемая одним человеком в течение часа в зависимости от температурных условий и физической нагрузки человека, г/(ч·чел);
n – количество людей в помещении.
Так как в справочной литературе [7] влаговыделения даны только при определенных температурах, при принятых температурах внутреннего воздуха (t_в) для теплого и холодного периода года найдем интерполяцией.
В расчетах принимаем количество женщин – 50%, мужчин – 50%.
Расчет для помещения №1.
n = 100 чел
1) Теплый период:
t_в=24℃
при легкой работе w=107 г/ч
По формуле (3.13) получаем:
W_люд=107∙50+107∙0,85∙50=9898 г/ч
2) Холодный период:
t_в=19℃
при легкой работе w=71 г/ч
По формуле (3.13) получаем:
W_люд=71∙50+71∙0,85∙50=6568 г/ч
Остальные помещения рассчитываются аналогично.
Результаты расчетов сведем в таблицу 7.
3.2.2. Влаговыделение от остывающей пищи.
Количество испаряющейся влаги W_вд, кг/ч, от остывающей пищи в торговых залах столовых, кафе и ресторанов определяем по величине скрытых теплоизбытков, условно принимаемых равными явным, по формуле
W_вд=(K∙Q_(пищ.ск.))/((2500+1,8t_п ) ) (3.14)
Где Q_(пищ.ск.) – тепловыделения от горячей пищи, кДж/ч, определяются по формуле (3.10);
К – понижающий коэффициент, учитывающий наличие на пище жировой пленки, которая затрудняет испарение влаги. Коэффициентом К учитывается также неравномерность потребления пищи. Обычно К = 0,34.
2500 – удельная теплота испарения воды при 0 °С, кДж/кг;
1,8 – теплоемкость водяных паров, кДж/кг
t_п – средняя температура пищи (равна 55 °С).
Расчет для помещения №4.
Q_(пищ.скр.)=8542 кДж⁄ч
По формуле (3.14) получаем:
W_вд=(0,34∙8542)/((2500+1,8∙55) )=1,12 кг/ч
Результаты расчета сведем в таблицу 7.
3.3. Определение газовыделений.
Основной газообразной вредностью в помещениях жилых и общественных зданий является углекислый газ, выделяемый при дыхании человека. Количество углекислого газа, г/ч, выделяемого в помещении людьми, зависит от интенсивности выполняемой работы и рассчитываем по формуле:
G_(〖CO〗_2 )=q_(〖CO〗_2 )∙n (3.15)
где q_(〖CO〗_2 ) — количество углекислого газа, выделяемого одним человеком (табл.2.1), г/ч;
n — количество людей в помещении;
Расчет для помещения №1.
Для теплого и холодного периодов:
n = 100 чел.
при легкой работе q_(〖CO〗_2 )=25 г/ч
По формуле (3.15) получаем:
G_(〖CO〗_2 )=25∙100=2500 г/ч
Остальные помещения рассчитываем аналогично.
Результаты расчетов сведем в таблицу 7.
4. Расчет воздухообмена. Воздушный баланс
Для ассимиляции тепла и влагоизбытков потребный воздухообмен определяется с помощью I-d диаграммы, на которой наносятся положения точек В, П, У, Н, соответствующие состояниям внутреннего, приточного, удаляемого и наружного воздуха для каждого помещения. Точки В, П, У для теплого и холодного периодов года лежат на лучах процесса, которые равны:
ε=Q_п/w (4.1)
— для торгового зала ε=209476,6⁄9,898=21163,5 кДж/кг
— для магазина кулинарии ε=31471⁄5,06=6219,6 кДж/кг
— для торгового зала (2 эт.) ε=214714,7⁄9,898=21692,7 кДж/кг
— для зала заседаний ε=26706,2⁄4,95=5395,2 кДж/кг
Параметры внутреннего воздуха заданы в п. 2.2. Температуру удаляемого воздуха t_уд принимаем:
t_уд=t_в
Для помещений 1, 4, 1, 4: t_уд=24℃
Температуру притока для теплого периода принимаем по следующим формулам.
— для помещений 1, 4, 1, 4 (при высоте подачи воздуха до 3 м):
t_пр=24-3=21℃
Остальные параметры приточного и удаляемого воздуха определяем по I – d диаграмме после построения процесса П – У.
Параметры помещений в теплый период года:
для помещения №1 (торговый зал):
(∙) П t = 21°C; I = 44,22 кДж; d = 9,11г/кг;
(∙) В t = 24°C; I = 47,7 кДж; d = 9,29 г/кг;
(∙) У t_у=24℃; I = 47,7 кДж; d = 9,29 г/кг;
для помещения №4 (магазин кулинария):
(∙) П t = 19°C; I = 42,18 кДж; d = 9,11 г/кг;
(∙) В t = 24°C; I = 50,76 кДж; d = 10,48г/кг;
(∙) У t_у=24℃; I = 50,76 кДж; d = 10,48г/кг;
для помещения №1 (торговый зал (2 эт.)):
(∙) П t = 21°C; I = 44,22 кДж; d = 9,11г/кг;
(∙) В t = 24°C; I = 47,7 кДж; d = 9,29 г/кг;
(∙) У t_у=24℃; I = 47,7 кДж; d = 9,29 г/кг;
для помещения №4 (зал заседаний):
(∙) П t = 21°C; I = 44,22 кДж; d = 9,11 г/кг;
(∙) В t = 24°C; I = 50,13 кДж; d = 10,22 г/кг;
(∙) У t_у=24℃; I = 50,13 кДж; d = 10,22 г/кг;
После определения выше перечисленных параметров производится расчет воздухообмена по тепло- и влагоизбыткам по любой из формул:
G_пр=Q_я/(c_в (t_у-t_пр)) (4.3)
или:
G_пр=Q_п/((I_у-I_пр)) (4.4)
или:
G_пр=W/((d_у-d_пр)∙〖10〗^(-3) ) (4.5)
где c_в – теплоемкость воздуха, равная 1,005 кДж/(кг·°С).
Определяем расход приточного воздуха:
для помещения №1 (торговый зал):
G_пр=Q_я/(c_в (t_у-t_пр))=185500,63/(1,005(24-21))=61526 кг/ч
G_пр=Q_п/(I_у-I_пр )=209476,6/(47,7-44,22)=60194 кг/ч
G_пр=W/(d_у-d_пр )=9898/(9,29-9,11)=54989 кг/ч
Для дальнейших расчетов принимаем наибольший массовый расход и определяем объемный для теплого периода:
L_пр^тп=(G_пр^тп)/ρ_пр =(61526 )/((353/(273+21)) )=51272 м^3/ч
для помещения №4 (магазин кулинария):
G_пр=Q_я/(c_в (t_у-t_пр))=15736/(1,005(24-21))=5219 кг/ч
G_пр=Q_п/(I_у-I_пр )=31471/(50,76-42,18)=3668 кг/ч
G_пр=W/(d_у-d_пр )=5060/(10,93-9,11)=2780,2 кг/ч
Для дальнейших расчетов принимаем наибольший массовый расход и определяем объемный для теплого периода:
L_пр^тп=(G_пр^тп)/ρ_пр =5219/((353/(273+21)) )=4349 м^3/ч
для помещения №1 (торговый зал (2 эт.)):
G_пр=Q_я/(c_в (t_у-t_пр))=190738,7/(1,005(24-21))=63263 кг/ч
G_пр=Q_п/(I_у-I_пр )=214714,7/(47,7-44,22)=61670 кг/ч
G_пр=W/(d_у-d_пр )=9898/(9,29-9,11)=54989 кг/ч
Для дальнейших расчетов принимаем наибольший массовый расход и определяем объемный для теплого периода:
L_пр^тп=(G_пр^тп)/ρ_пр =63263/((353/(273+21)) )=52719 м^3/ч
для помещения №4 (зал заседаний):
G_пр=Q_я/(c_в (t_у-t_пр))=14718,2/(1,005(24-21))=4882 кг/ч
G_пр=Q_п/(I_у-I_пр )=26706,2/(50,13-44,22)=4519 кг/ч
G_пр=W/(d_у-d_пр )=4950/(10,22-9,11)=4459 кг/ч
Для дальнейших расчетов принимаем наибольший массовый расход и определяем объемный для теплого периода:
L_пр^тп=(G_пр^тп)/ρ_пр =4882/((353/(273+21)) )=4068 м^3/ч
Вытяжка из кондиционируемых помещений как правило меньше притока на величину подпора:
G_выт=G_пр-G_под (4.6)
G_под=V∙k_под∙ρ_в (4.7)
где V – объем кондиционируемого помещения, м3;
k_под — кратность подпора ( для помещений с окнами, выходящими на одну строну k_под =1);
ρ_в– плотность воздуха внутри помещения, кг/м3.
Объемный расход удаляемого воздуха определяется по формуле:
L_выт^ТП=(G_выт^ТП)/ρ_уд (4.8)
где ρ_уд – плотность удаляемого воздуха, кг/м3.
для помещения №1 (торговый зал):
ТП:
G_под=605,2∙1∙353/(273+24)=720 кг/ч
G_выт=61526-720=60806 кг/ч
L_выт^ТП=(G_выт^ТП)/ρ_уд =(60806 )/((353/(273+24)) )=51097 м^3/ч
для помещения №4 (магазин кулинария):
ТП:
G_под=316,2∙1∙353/(273+24)=376 кг/ч
G_выт=5219-376=4843 кг/ч
L_выт^ТП=(G_выт^ТП)/ρ_уд =4843/((353/(273+24)) )=4070 м^3/ч
для помещения №1 (торговый зал (2 эт.)):
ТП:
G_под=605,2∙1∙353/(273+24)=720 кг/ч
G_выт=63263-720=62543 кг/ч
L_выт^ТП=(G_выт^ТП)/ρ_уд =62543/((353/(273+24)) )=52557 м^3/ч
для помещения №4 (зал заседаний):
ТП:
G_под=316,2∙1∙353/(273+24)=376 кг/ч
G_выт=4882-376=4506 кг/ч
L_выт^ТП=(G_выт^ТП)/ρ_уд =4506/((353/(273+24)) )=3787 м^3/ч
Для холодного периода воздухообмен не рассчитывается, а принимается по теплому периоду, т.е. L_пр^хп=L_пр^тп, определяется в холодный период только температура притока t_пр.
Найдем температуру притока в холодный период на случай максимальных тепловыделений:
для помещения №1 (торговый зал):
L_пр^хп=L_пр^тп=51272 м^3/ч
Пусть t_пр^хп=t_в^хп-3=19-3=16℃
Тогда
G_пр^хп=L_пр^хп∙ρ_пр^хп=51272 353/(273+16)=62552 кг/ч
t_уд^хп=t_в=19℃
t_пр^хп=t_уд^хп-(Q_я^хп)/(c∙G_пр^хп )=19-50652/(1,005∙62552)=18,2℃
К расчету принимаем t_пр^хп=18,2℃
для помещения №4 (магазин кулинария):
L_пр^хп=L_пр^тп=4349 м^3/ч
Пусть t_пр^хп=t_в^хп-3=19-3=16℃
Тогда
G_пр^хп=L_пр^хп∙ρ_пр^хп=4349 353/(273+16)=5306 кг/ч
t_уд^хп=t_в=19℃
t_пр^хп=t_уд^хп-(Q_я^хп)/(c∙G_пр^хп )=19-23620,2/(1,005∙5306)=14,6℃
К расчету принимаем t_пр^хп=14,6℃
для помещения №1 (торговый зал (2 эт.)):
L_пр^хп=L_пр^тп=52719 м^3/ч
Пусть t_пр^хп=t_в^хп-3=19-3=16℃
Тогда
G_пр^хп=L_пр^хп∙ρ_пр^хп=52719 353/(273+16)=64318 кг/ч
t_уд^хп=t_в=19℃
t_пр^хп=t_уд^хп-(Q_я^хп)/(c∙G_пр^хп )=19-50652/(1,005∙64318)=18,2℃
К расчету принимаем t_пр^хп=18,2℃
для помещения №4 (зал заседаний):
L_пр^хп=L_пр^тп=4068 м^3/ч
Пусть t_пр^хп=t_в^хп-3=20-3=17℃
Тогда
G_пр^хп=L_пр^хп∙ρ_пр^хп=4068 353/(273+17)=4963 кг/ч
t_уд^хп=t_в=20℃
t_пр^хп=t_уд^хп-(Q_я^хп)/(c∙G_пр^хп )=20-25020/(1,005∙4963)=15℃
К расчету принимаем t_пр^хп=15℃
Найдем t_пр^хп на тот случай, когда в помещении нет людей:
для помещения №1 (торговый зал):
t_пр^ХП=t_в^ХП-((-Q_я ))/(c∙G_пр^ХП )=19-(-26629)/(1,005∙62552)=19,42℃
для помещения №4 (магазин кулинария):
t_пр^ХП=t_в^ХП-((-Q_я ))/(c∙G_пр^ХП )=19-(-1101)/(1,005∙5306)=19,21℃
для помещения №1 (торговый зал (2 эт.)):
t_пр^ХП=t_в^ХП-((-Q_я ))/(c∙G_пр^ХП )=19-(-29121)/(1,005∙64318)=19,45℃
для помещения №4 (зал заседаний):
t_пр^ХП=t_в^ХП-((-Q_я ))/(c∙G_пр^ХП )=20-(-2451)/(1,005∙4963 )=20,49℃
Определим вытяжку из кондиционируемых помещений в холодный период:
для помещения №1 (торговый зал):
ХП:
G_под=605,2∙1∙353/(273+19,42)=730 кг/ч
G_выт=62552-730=61822 кг/ч
L_выт^хп=(G_выт^хп)/ρ_выт =(61822 )/((353/(273+19,42)) )=51220 м^3/ч
для помещения №4 (магазин кулинария):
ХП:
G_под=316,2∙1∙353/(273+19,21)=382 кг/ч
G_выт=5306-382=4924 кг/ч
L_выт^хп=(G_выт^хп)/ρ_выт =4924/((353/(273+19,21)) )=4076 м^3/ч
для помещения №1 (торговый зал (2 эт.)):
ХП:
G_под=605,2∙1∙353/(273+19,45)=730 кг/ч
G_выт=64318-730=63588 кг/ч
L_выт^хп=(G_выт^хп)/ρ_выт =63588/((353/(273+19,45)) )=52683 м^3/ч
для помещения №4 (зал заседаний):
ХП:
G_под=316,2∙1∙353/(273+20,49)=380 кг/ч
G_выт=4963-380=4583 кг/ч
L_выт^хп=(G_выт^хп)/ρ_выт =4583/((353/(273+20,49)) )=3810 м^3/ч
Результаты расчета сводим в таблицу 8.
5. Расчет воздухораздающих устройств
5.1 Расчет приточной струи
Целью расчета является определение фактических значений скорости и разницы температур на выходе из возрухораспределителя и сравнение их с максимально допустимыми значениями в рабочей зоне по [2].
Ориентированную величину площади поперечного сечения решеток определяем по формуле:
F_0=L/(3600∙v_0 )
По справочным таблицам подбираем решетки подходящего сечения и их количество.
Выбор воздухораздающих устройств приведен в таблице 9:
Таблица 9 — Воздухораздающие устройства
№ пом. Наим. пом Каналы Решетки
F0, м2 а х b F0, м2 a х b Кол-во
1 Торговый зал 1,25 1000х1250 0,7801 1000х1000 10
1,25 1000х1250 0,7801 1000х1000 10
4 Магазин кулинария 0,2 400х500 0,1568 500х400 7
1 Торговый зал 1,25 1000х1250 0,7801 1000х1000 10
1,25 1000х1250 0,7801 1000х1000 10
4 Зал заседаний 0,2 400х500 0,1568 500х400 7
Расчет произведен для помещения №1 (торговый зал).
Принимаем схему подачи воздуха горизонтально выше РЗ с настиланием на потолок.
Рис. 3 — Схема подачи воздуха приточными струями горизонтально выше РЗ с настиланием
Принимаем приточно регулируемую решетку типа ВР-К с жалюзи, установленными под углом β_0=90°.
Расстояние X_отр рассчитаем по формуле:
X_отр=0,4∙A (5.1)
А — геометрическая характеристика струи, для компактных и веерных струй:
A=(5,45∙m∙ϑ_0∙∜(F_0 ))/√(n∙(t_в-t_пр)) (5.2)
где m — коэффициент, характеризующий темп затухания скорости в приточной струе, принимается для соответствующего воздухораспределителя по [5];
n — коэффициент затухания температуры, принимается по [5];
F_0 — площадь живого сечения воздуха, м2;
ϑ_0- скорость воздуха на выходе из воздухораспределителя, м/с;
Скорость воздуха на выходе из воздухораспределителя определяем по формуле:
ϑ_0=ϑ_х X_п/(m∙k_в∙k_c∙√(F_0 )) (5.3)
где ϑ_х — максимальная скорость в струе на уровне РЗ,
ϑ_х=k∙ϑ_норм (5.4)
k_в и k_c – коэффициенты, определяемые по [5],
X_п — общая длина струи,
X_п=X_отр+H_пом-h_рз (5.5)
Максимальная разность температур:
〖∆t〗_х=〖∆t〗_0 (ϑ_х∙n)/(ϑ_0∙m∙k_c ) (5.6)
где 〖∆t〗_0 — начальный перепад температур (оптимальные параметры), равный 3°С.
Необходимо, чтобы в результате расчета были соблюдены следующие условия:
ϑ_0<ϑ_0^доп (5.7)
〖∆t〗_х
0,46 < 0,69 м/с;
=> 0,98 < 1°C.
Расчет струи можно считать законченным.
6. Процессы обработки приточного воздуха
На I-d диаграмме видно, что для получения параметров приточного воздуха следует:
- в теплый период наружный воздух осушить и охладить;
- в холодный период нагреть и увлажнить.
Поэтому в теплый период нужна работа форсуночной камеры с холодильной машиной и подогрев воздуха в калорифере II подогрева и в зональных доводчиках. В холодный период – подогрев наружного воздуха в калорифере I подогрева, адиабатическое увлажнение в оросительной камере и нагрев в калорифере II подогрева и в зональных доводчиках.
Параметры характерных точек представлены в таблице 10.
Таблица 10 - Параметры характерных точек процессов обработки
№ пом Наим. пом Период года точка О точка К точка П" точка П'
t, °С J, кДж/кг d, г/кг t, °С J, кДж/кг d, г/кг t, °С J, кДж/кг d, г/кг t, °С J, кДж/кг d, г/кг
1 Торговый зал ТП 13,4 36,5 9,11 - - - 16,5 39,6 9,11 18 41,14 9,11
ХП 7,46 22,84 6,1 22,3 22,84 0,2 15,6 31,16 6,1 - - -
4 Магазин кулинария ТП 13,4 36,5 9,11 - - - 16,5 39,6 9,11 18 41,14 9,11
ХП 7,46 22,84 6,1 22,3 22,84 0,2 15,6 31,16 6,1 - - -
1 Торговый зал ТП 13,4 36,5 9,11 - - - 16,5 39,6 9,11 18 41,14 9,11
ХП 7,46 22,84 6,1 22,3 22,84 0,2 15,6 31,16 6,1 - - -
4 Зал заседаний ТП 13,4 36,5 9,11 - - - 16,5 39,6 9,11 18 41,14 9,11
ХП 7,46 22,84 6,1 22,3 22,84 0,2 15,6 31,16 6,1 - - -
Определяем графически конечную температуру воды:
t_wk^тп=12,5℃
t_wk^хп=7,1℃
Рассчитываем нагрузки на секции:
- теплопроизводительность калориферной секции I подогрева:
Q_1=∑G_пр^ХП∙c∙(t_к-t_н )=134890∙1,005∙(22,3-(-31))=7225585 кДж⁄ч
=2007,1 кВт
- теплопроизводительность калориферной группы II подогрева и доводчиков:
Q_II^тп=∑G_пр^тп∙c∙(t_к-t_н )=134890∙1,005(16,5-13,4)=420250 кДж⁄ч=
=116,7 кВт
Q_II^хп=∑G_пр^хп∙c∙(t_к-t_н )=134890∙1,005(15,6-7,46)=1103494 кДж⁄ч
=306,5 кВт
Q_д1(1)^тп=∑G_пр^тп∙c∙(t_к-t_н )=61526∙1,005(24-18)=371002 кДж⁄ч=
=103 кВт
Q_(д4(1))^тп=∑G_пр^тп∙c∙(t_к-t_н )=5219∙1,005(24-18)=31471 кДж⁄ч=
=8,7 кВт
Q_(д1(2))^тп=∑G_пр^тп∙c∙(t_к-t_н )=63263∙1,005(24-18)=381476 кДж⁄ч=
=106 кВт
Q_(д4(2))^тп=∑G_пр^тп∙c∙(t_к-t_н )=4882∙1,005(24-18)=29438 кДж⁄ч=
=8,2 кВт
Q_(д1(1))^хп=∑G_пр^хп∙c∙(t_к-t_н )=61526∙1,005(18,2-15,6)=160767 кДж⁄ч=
=44,7 кВт
Q_(д4(1))^хп=∑G_пр^хп∙c∙(t_к-t_н )=5219∙1,005(14,6-15,6)=5245 кДж⁄ч=
=1,5 кВт
Q_(д1(2))^хп=∑G_пр^хп∙c∙(t_к-t_н )=63263∙1,005(18,2-15,6)=165306 кДж⁄ч=
=45,9 кВт
Q_д4(2)^хп=∑G_пр^хп∙c∙(t_к-t_н )=4882∙1,005(15-15,6)=2944 кДж⁄ч=
=0,8 кВт
- холодопроизводительность оросительной камеры в теплый период (и производительность холодильной установки)
Q_х=G_пр^ХП (I_н-I_о )=134890(54,7-22,84)=4297595 кДж⁄ч=
=1027150 ккал⁄ч
По холодопроизводительности принимаем по [4] 2 холодильные машины ХМФУУ-80/I с конденсатором КТР-50Б и испарителем АИР-200В.
7. Выбор оборудования для обработки приточного воздуха
7.1 Оросительная секция, холодильная установка
Расчет камеры орошения для кондиционирования воздуха ведется по методу Е.Е. Карписа. Расчет ведется с помощью I – d диаграммы (рис.1, 2).
Исходными данными для расчета являются:
- массовая и объемная производительности камеры орошения: G =134890 кг/ч и L= 112408 м3/ч;
- начальная и конечная температуры обрабатываемого воздуха по сухому термометру: t_с1=t_н^тп=28℃,t_с2=13,4℃,
- начальная и конечная температуры обрабатываемого воздуха по мокрому термометру: t_м1=19,2℃,t_м2=15,1℃
- начальная и конечная энтальпии обрабатываемого воздуха:
I_1=54,7 кДж⁄кг=13,05 ккал/кг
I_2=22,84 кДж⁄кг=5,45 ккал/кг
Последовательность расчета.
Требуемая холодопроизводительность камеры орошения:
Q_Х=G(I_1-I_2 ) (7.1)
Массовая скорость воздуха в камере орошения:
v_р=G/(3600∙F_К ) (7.2)
где F_К - площадь поперечного сечения камеры орошения, м2
Коэффициент эффективности процесса:
E^'=1-(t_с2-t_м2)/(t_с1-t_м1 ) (7.3)
Конечная температура воды при процессе обработки воздуха в камере орошения:
t_вк=t_вн+(I_1-I_2)/μ (7.4)
где μ - коэффициент орошения, определяемый по [4].
t_вн - начальная температура воды, °С
Расход воды в камере орошения:
W=μ∙G (7.5)
Требуемая производительность одной форсунки:
q_ф=W/n (7.6)
где n - число форсунок
Требуемый расход воды, поступающей из холодильной машины:
W_х=Q/(t_вк-t_х ) (7.7)
Где t_х - температура воды на выходе из холодильной машины.
Количество рециркуляционной воды:
W_р=W-W_х (7.8)
Расчет.
Требуемая холодопроизводительность камеры орошения:
Q_х=G(I_1-I_2 )=134890(13,05-5,45)=1025164 ккал/ч
Принимаем к установке кондиционера КТЦ3-125 с оросительной секцией, номинальная производительность которой составляет 125000 м3/ч, площадь поперечного сечения камеры орошения F_к=13,26 м^2, количество форсунок n=324 шт. Тогда массовая скорость воздуха в камере составит:
v_р=G/(3600∙F_к )=134890/(3600∙13,26)=2,83 кг⁄(м^2∙с)
Коэффициент эффективности процесса теплообмена в камере:
E^'=1-(t_с2-t_м2)/(t_с1-t_м1 )=1-(13,4-15,1)/(28-19,2)=1,19
При диаметре форсунок d_ф=3,5 мм по справочной литературе [4] определяем значение коэффициента орошения μ=1,8.
Конечная температура воды при процессе обработки воздуха в камере орошения может быть определена как:
t_вк=t_вн+(I_1-I_2)/μ=t_вн+(13,05-5,45)/1,8=t_вн+4,2
Подставляя в выражение найденное графически значение конечной температуры воды t_вк=12,5℃, определяем начальную температуру воды как:
t_вн=t_вк-4,2=12,5-4,2=8,3℃
Тогда расход воды в камере орошения:
W=μ∙G=1,8∙134890=242802 кг⁄ч
Найдем требуемую производительность одной форсунки:
q_ф=W/n=242802/324=749,4 кг⁄ч
По номограммам справочной литературы [9] определяем давление, которое необходимо создать перед форсунками кгс/см2
Принимаем температуру воды на выходе из холодильной машины t_х=7,1℃. Тогда требуемый расход воды, поступающей из холодильной машины, определяем по формуле:
W_х=Q/(t_вк-t_х )=1025164/(12,5-7,1)=189845 кг⁄ч
А количество рециркуляционной воды находим по формуле:
W_р=W-W_х=242802-189845=52957 кг⁄ч
Аэродинамическое сопротивление форсуночной камеры по данным завода-изготовителя 160 Па.
7.2 Подбор доводчиков
Доводчиками являются калориферы, догревающие воздух после калориферов II подогрева.
Для помещения 1 (торговый зал) начальная температура воздуха в ХП t_н=15,6℃; температура притока t_пр^''=19,42℃; количество нагреваемого воздуха L=112408 м3/ч (G =134890 кг/ч). Параметры теплоносителя – вода 95 - 70°С.
Подбираем калорифер типа КВБ-10.
Технические характеристики калорифера определяем по [5]:
- общее живое сечение для прохода воздуха f_в = 1,668 м2;
- поверхность нагрева F1 = 78,8 м2.
- живое сечение для прохода теплоносителя составит f_т = 0,0016 м2.
Определяем массовую скорость воздуха:
vρ=G/(f_в∙3600) (7.9)
vρ=134890/(1,668∙3600)=22,5
Определяем расход тепла на подогрев приточного воздуха:
Q=G∙c∙(t_к-t_н ) (7.10)
Q=134890∙1,005∙(19,42-15,6)=517856 кДж⁄кг
Определяется скорость воды в трубках калорифера:
ω=Q/(3600∙ρ_в∙c_в∙f_т (τ_1-τ_2)) (7.11)
где Q – расход тепла на подогрев приточного воздуха, кДж/ч;
ρ_в – плотность воды, равная 1000 кг/м3;
c_в – удельная теплоемкость воды, равная 4,19 кДж/(кг·К);
f_т – живое сечение для прохода теплоносителя, м2;
τ_1 – температура горячей воды в подающей магистрали, оС;
τ_2 – температура обратной воды, оС.
ω=517856/(3600∙1000∙4,19∙0,0016(95-70))=0,86
По таблице 11.3 [5] при = 0,23 м/c и υρ =243,3 кг/(с·м2) находим коэффициент теплопередачи k = 26,59ккал/(ч∙м2∙°С) =111,4 кДж/(м2·ч·К)
Определяем требуемую поверхность нагрева калориферной секции:
F_тр=Q/k∆t (7.13)
F_тр=517856/111,4((95+70)/2-(15,6+19,42)/2) =72,52 м^2
Определяем запас поверхности нагрева калориферов:
Z=(F_ф-F_тр)/F_тр 100% (7.14)
Z=(78,8-72,52)/72,52 100%=8,66%
Запас поверхности нагрева не превышает 10%. Сопротивление проходу воздуха 89,76 Па.
8. Компоновка систем и их конструктивные особенности
В данном здании запроектировано две приточные системы и две вытяжные системы.
Приточная система П1 подает кондиционируемый воздух в помещения 1 этажа 1 (торговый зал), 4 (магазин кулинария) и 2 этажа 1 (торговый зал), 4 (зал заседаний). Количество воздуха, подаваемое этой системой, составляет 112408 м3/ч. Для обеспечения системы П1 приточным воздухом в подвале установлен центральный кондиционер КТЦ3-125 номинальной производительностью 125000 м3/ч. Разводка к помещениям и воздуховоды в помещениях выполнена из листовой стали. Также в подвале установлены зональные доводчики.
Вытяжные системы В1 и В2 в помещениях состоят из каналов из листовой стали и каналов в стенах, которые выводятся на чердак. На чердаке воздух удаляется через кирпичные шахты механическим путем (с помощью вентиляторов Ц4-76№16 и Ц4-70 №8).
9. Аэродинамический расчет систем П1 и В1
Расчет приточных и вытяжных систем воздуховодов сводится к определению размеров поперечного сечения каналов, их сопротивления движению воздуха и увязки напора в параллельных соединениях. Аэродинамический расчет выполняется методом удельных потерь на трение.
То есть, задачей аэродинамического расчета является:
- определение потерь давлений в сети с целью определения необходимого напора вентилятора.
- увязка сети по ответвлениям.
Последовательность расчета:
1. Строится аксонометрическая схема системы.
2. Разбиваем схему на участки и выбираем основное (магистральное) на-правление, которое представляет собой наиболее протяженную цепочку последовательно расположенных участков.
3. Ориентируясь на табличные данные [8], определяем размеры поперечного сечения воздуховодов на расчетных участках магистрали.
Ориентированную величину площади поперечного сечения определяем по формуле:
F_0=L/(3600∙v_0 ) (9.1)
где L – расчетный расход воздуха на участке, м3/ч;
v_0 – оптимальная скорость движения воздуха на участке, м/с.
4. Определим эквивалентные диаметры воздуховодов по каждому участку магистрали по формуле:
d_экв=(2∙a∙b)/(a+b) (9.2)
где а, b – размеры прямоугольного воздуховода, мм.
5. Определим фактическую скорость v_ф с учетом площади сечения F_ст стандартного воздуховода по формуле:
v_ф=L/(3600∙F_ст ) (9.3)
6. По значениям d_экв и v_ф по таблице 22.15 [8] определяем значения удельных потерь давления на трение R, а также динамическое давление PД.
7. Вводится поправочный коэффициент m, учитывающий шероховатость стенок канала по табл. 22.11, 22.12 [8].
8. Выбираются коэффициенты местных сопротивлений по [5], [8] и просчитывается их сумма ∑ζ по участкам. Результат расчетов сводят в таблицу.
9. Рассчитываются полные потери по участкам
Rlm + Z = Rlm + ∑ζ Рд (9.4)
11. Определяется величина требуемого напора вентилятора для систем с механическим побуждением, для этого суммируем сопротивления на всех участках магистрали.
12. Проводится увязка ответвлений. Увязку ветвей выполним диафрагмами. Сопротивления на всех параллельных участках должны быть равны (невязка не более 10%). Если невязка превышает заданное значение, то ставится диафрагма.
В таблице 11 приведен аэродинамический расчет приточной системы.
Расчет участка 1-2 представлен ниже.
Так как в помещении 1 (торговый зал) воздуховод постоянного сечения имеет боковые отверстия с решетками, то скорость внутри воздуховода по мере выхода через окно (к торцу канала) будет падать, а давление на стенки расти. Статическое давление будет увеличиваться. Вследствие увеличения P_ст скорости истечения из окон возникают разные. Так как воздух всеми окнами раздается в одно и тоже помещение, допустим неравномерную раздачу, обеспечив лишь при аэродинамическом расчете требуемый суммарный расход.
Скорость в конечном сечении воздуховода:
v_к=(L_0⁄2)/(3600∙f) (9.5)
v_к=(2635,95⁄2)/(3600∙0,7801)=0,47 м/с
Скорость в начальном сечении воздуховода:
v_к=26359,5/(3600∙1,25)=5,86 м/с
Средние удельные потери давления на трение:
R_ср=(R_к+R_н)/2 (9.6)
R_ср=(0,0035+0,0294)/2=0,165 Па⁄м
Сопротивление расщепления потоков (тройников) при движении воздуха к последнему по ходу выхода окну:
Z_тр=1/(3∙n) 〖(v_н-v_к)〗^2 ρ/2 (9.7)
Z_тр=1/(3∙10) 〖(5,86-0,47)〗^2 1,2/2=0,58 Па
Коэффициент сопротивления решетки:
Z_р=((1+ξ_р)(v_реш^2∙ρ)/2) (9.8)
Z_р=((1+2,4)(〖0,47〗^2∙1,2)/2)=0,45 Па
Коэффициент сопротивления отвода:
Z_от=ξ_от∙P_д (9.9)
Z_от=0,6∙20,65=12,39 Па
Получаем:
P_(1-2)=R_ср∙l_(1-2)+Z_тр+Z_р+Z_от=0,165∙23,5+0,58+0,45+12,39=17,3 Па
Рассчитаем участок 2-3.
Ориентировочная величина площади поперечного сечения:
F_0=52719/(3600∙6)=2,44 м^2
Принимаем воздуховод площадью сечения Fст = 2,56 м2 и размерами 1600x1600 мм.
Эквивалентный диаметр воздуховода:
d_экв=(2∙1600∙1600)/(1600+1600)=1600 мм
Фактическая скорость с учетом площади сечения Fст:
v_ф=52719/(3600∙2,56)=5,72 м⁄с
При полученных d_экв и v_ф принимаем:
R = 0,171 Па
P_д= 19,6 Па
При v_ф поправочный коэффициент шероховатости для шлакобетонных воздуховодов:
m = 1,44
Суммарные местные сопротивления на участке 2-3 составляют:
Σξ = 1,17
Полные потери давления на участке:
Rlm+(∑ξ∙P_д )=0,171∙7,1∙1,44+1,17∙19,6=24,68 Па
Расчет последующих участков производится аналогично.
Произведем увязку ответвлений. Необходимо увязать участки 1-3 и 8-3. Сопротивления на всех параллельных ответвлениях:
∑(Rlm+Z)_(1-3)=∑(Rlm+Z)_(8-3) (9.11)
Невязка должна составлять не более 10%.
Невязка:
(41,98-18,57)/41,98 100%=55,76%
Т.к. невязка превышает 10%, то требуется диафрагма.
ζ_д=〖∆P〗_изб/P_д =(41,98-18,57)/19,6=1,19
По таблице 22.49 определяем диаметр диафрагмы d_д=385×685
В таблице 13 приведен аэродинамический расчет системы В-1.
Произведем увязку ответвлений. Необходимо увязать участки 1-6 и 6-3. Сопротивления на всех параллельных ответвлениях:
∑(Rlm+Z)_(1-6)=∑(Rlm+Z)_(6-3)
Невязка должна составлять не более 10%.
Невязка:
(222,32-199,98)/222,32 100%=10%
Рис. 4. Расчетная аксонометрическая схема системы В1
10. Выбор вентиляторов
1) Для приточной системы П1.
Величину требуемого напора вентилятора определяют для систем с механическим побуждением, для чего суммируют сопротивление на всех участках магистрали и сопротивление приточной камеры:
P_в=1,1∑(Rml+Z)+〖∆P〗_(соед.секц)+〖∆P〗_фильтра+〖∆P〗_(форсун.кам.)+〖∆P〗_калориф (10.1)
где (Rml+Z) - потери давления в сети на магистральных участках всасывающей и нагнетательной линии, Па
〖∆P〗_(соед.секц),〖∆P〗_фильтра,〖∆P〗_(форсун.кам.),〖∆P〗_калориф- сопротивление соответственно соединительной секции, фильтра, форсуночной камеры и калориферной секции.
P_в=1,1∑(Rml+Z)+〖∆P〗_(соед.секц)+〖∆P〗_фильтра+〖∆P〗_(форсун.кам.)+〖∆P〗_калориф
P_в=1,1∑412,34+30+100+160+280=1023,57 Па
Потребный расход воздуха L= 112408 м3/ч.
Вентилятор в комплекте кондиционера: Ц4-76 №16
Его характеристики следующие:
- частота вращения вентилятора nв = 460 об/мин
- серия электродвигателя А02-72-6
- мощность двигателя 22 кВт
- частота вращения двигателя nдв = 970 об/мин
- масса вентилятора с двигателем = 2322 кг
- η = 80%
2) Для вытяжной системы В1.
L = 103654 м3/ч
P_в=1,1∑(Rml+Z)=1,1∙485,37=533,91 Па
По [5] принимаем вентилятор Ц4-76№16 со следующими характеристиками:
Его характеристики следующие:
- частота вращения вентилятора nв = 460 об/мин
- серия электродвигателя А02-72-6
- мощность двигателя 22 кВт
- частота вращения двигателя nдв = 970 об/мин
- масса вентилятора с двигателем = 2322 кг
- η = 80%
11. Схема автоматического регулирования
Задачей системы автоматического регулирования является поддержание параметров внутреннего воздуха в заданных интервалах (см. I-d диаграмму рисунок 6) при любых изменениях параметров наружного и внутреннего воздуха.
Регулирование может быть качественное и количественное. В данном курсовом проекте для регулирования температуры применяем качественное регулирование, т.е. при изменении теплоизбытков в помещении нужно так изменить параметры приточного воздуха при Gпр = const, чтобы температура воздуха в помещении осталась постоянной:
, при = const, const, const, const
Изменение достигается изменением теплоотдачи нагревателей. Автоматически это осуществляется путем воздействия датчика температуры (Т1, Т2, Т3, Т4), установленного в помещении и настроенного на .
В многозональных системах кондиционирования воздуха с доводчиками датчики температуры, установленные в каждом кондиционируемом помещении, регулируют теплоотдачу доводчиков (калориферов), установленных в подвале в воздуховодах. На регулирующей арматуре, установленной на подающем трубопроводе теплоснабжения зональных доводчиков, устанавливаются исполнительные механизмы М1, М2, М3, М4, которыми и управляют датчики Т1, Т2, Т3 и Т4.
В холодный и теплый периоды года температура в помещениях настроена на датчиках Т1 (24°С-ТП; 18,2°С-ХП), Т2 (24°С-ТП; 14,6°С-ХП), Т3 (24°С-ТП; 18,2°С-ХП), Т2 (24°С-ТП; 15°С-ХП). Автоматическое переключение поддерживаемой температуры на датчиках Т1, Т2, Т3, Т4 осуществляется исполнительными механизмами М10, М11, М12 и М13, которые управляются датчиками Т10, Т11, Т12 и Т13, установленные на температуру 15,6°С (переходные условия). При температуре менее 15,6°С переключение на температуру для холодного периода, более 15,6°С – на температуру для теплого периода.
Согласно разработанной схеме, требуется установить датчик Т5 после калорифера второго подогрева, который поддерживает температуру 16,5°С в теплый и 15,6°С в холодный период года и воздействует на исполнительный механизм М5, который устанавливается на регулирующей арматуре, установленной на подающем трубопроводе теплоснабжения калорифера второго подогрева.
Автоматическое переключение поддерживаемой температуры на датчике Т5 осуществляется исполнительным механизмом М6, который управляется датчиком Т14, установленные на температуру 15,6°С (переходные условия). При температуре наружного воздуха менее 15,6°С переключение на температуру для холодного периода 15,6°С, более 15,6°С – на температуру для теплого периода 16,5°С.
Для регулирования влажности воздуха внутри помещения применяется регулирование камерой орошения ,когда наружный воздух доводится до параметров, близких к параметрам точки росы приточного воздуха, т .е. применяется регулирование «по точке росы приточного воздуха». В помещениях влажность задана определенным интервалом, а влагоизбытки с течением времени изменяются на очень малую величину и при регулировании принимается что dв const, W const,а количество приточного воздуха является постоянной величиной Gпр = const.
, при const, const, const, задана интервалом,
то имеем для приточного воздуха const и постоянная точка росы, а значит, постоянное положение точки О, характеризующей состояние воздуха после камеры орошения ( , ).
Для обеспечения постоянства точки О в теплый период за камерой орошения устанавливается датчик Т6, который настроен на температуру 13,4°С и воздействует на исполнительный механизм М7, установленный на смеситель воды, подаваемой в форсуночную камеру. Смеситель, меняя соотношение смешиваемых количеств воды, прошедшей холодильную установку t_k=7,1℃, и воды, взятой из поддона, изменяет начальную температуру воды соответственно возникшим условиям. Температура конечной воды в теплый период при разных положениях точки Н будет различной.
Для обеспечения постоянства точки О в холодный период датчик Т7, настроенный на t_wk=7,1℃, устанавливается в поддоне камеры орошения, т.к. в камере орошения в холодный период года применяется адиабатный процесс обработки воздуха, при котором процесс идет по прямой Iох= const.
Адиабатный процесс наиболее экономически выгоден и целесообразен, так как воду в камере не требуется дополнительно не нагревать и не охлаждать.
Если будет поддерживаться постоянной конечная температура воды, то соответственно будет и постоянной точка О. Датчик следует установить в воде, так как вода лучше и быстрее реагирует на все изменения. Датчик Т7 управляет исполнительным механизмом М8, который устанавливается на регулирующей арматуре, установленной на подающем трубопроводе теплоснабжения калорифера первого подогрева, чтобы не происходило перегрева выше температуры по мокрому термометру t_wk=7,1℃, и точки К после калорифера первого подогрева лежали на адиабате Iох= const.
Для отключения калорифера первого подогрева в холодный период используется исполнительный механизм М9. В случае смещения наружной точки Н в область выше адиабаты или на адиабату Iох= const управляющий датчик Т9 на улице, настроенный на температуру t_wk=7,1℃ по мокрому термометру, подаст сигнал на отключение калорифера.
Для включения холодильной машины в теплый период используется исполнительный механизм М14. В случае смещения наружной точки Н в область выше температуры t_wk=12,5℃ по мокрому термометру, управляющий датчик Т8 на улице, настроенный на данную температуру, подаст сигнал на включение холодильной установки.
Кондиционер имеет три режима работы: режим работы в холодный период, режим работы в теплый период года и переходный режим работы.
При работе кондиционера в холодный период наружный воздух подогревается в калорифере первого подогрева, адиабатно увлажняется в оросительной камере и догревается в калорифере второго подогрева и в зональных доводчиках.
При работе кондиционера в теплый период калорифер первого подогрева отключен, воздух политропно обрабатывается в форсуночной камере и догревается в калорифере второго подогрева и в зональных доводчиках.
При переходном режиме работы кондиционера калорифер первого подогрева отключен, воздух адиабатно увлажняется в оросительной камере догревается в калорифере второго подогрева и в зональных доводчиках, в результате точки внутреннего воздуха будут «плавать» в заданном диапазоне влажности и температур между ВТ и ВХ ,а точка О перемещается между точками ОТ и ОХ .
Регулирование скорости воздуха в рабочей зоне не производится, так как будет обеспечена оптимальная скорость в рабочей зоне, что подтверждается расчетом приточной струи.
Рис.5. Схема автоматического регулирования
Список используемой литературы
1. Справочник проектировщика. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть 3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Книга 1. Под. ред. Н.Н.Павлова. – М.: Стройиздат, 1992, 320 с.
2. СП 60.13330.2012. «Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха»
3. СП 50.13330.2012 Тепловая защита зданий
4. Щекин Р.В. Справочник по теплоснабжению и вентиляции. Книга вторая. – Киев.: Будiвельник, 1976, 351 с.
5. Справочник проектировщика. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть II. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Под ред. И.Г. Староверова. - М.: Стройиздат, 1978, 509 с.
6. СП 131.13330.2012 « Строительная климатология»
7. Методические указания к курсовому проекту. Раздел I: «Параметры наружного климата и воздуха в помещении. Тепловой режим помещения. Расчет поступлений в помещение вредных веществ». Рожков В.Ф. Тула 2013 г.
8. Справочник проектировщика. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть 3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Книга 2. Под. Ред. Н.Н.Павлова. – М.: Стройиздат, 1992, 416 с.
