Кондиционирование воздуха в зрительных залах клубов и кинотеатров

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации.

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Строительный факультет

Кафедра теплогазоснабжения, вентиляции, водоснабжения и водоотведения

Пояснительная записка

к курсовой работе по кондиционированию воздуха и холодоснабжению на тему: «Кондиционирование воздуха в зрительных залах клубов и кинотеатров»

Работу выполнил студент гр. ТВз-10

Дьячков Д.Е.

Работу проверил преподаватель:

Бурков А.И.

Пермь, 2015



Содержание

кондиционирование орошение холодильный шумоглушитель

1. Исходные данные для проектирования

2. Расчет количества вредностей, выделяющихся в зрительном зале

3. Определение параметров приточного воздуха

4. Компоновка установки кондиционирования воздуха и подбор рабочих секций кондиционера

4.1 Расчет и подбор камеры орошения

4.2 Расчет и подбор воздухонагревателей

4.3 Подбор фильтров

4.4 Подбор вентиляторного агрегата

4.5 Подбор шумоглушителя

4.6 Компановка установки кондиционирования воздуха из основных и вспомогательных секций

5. Подбор холодильной машины

5.1 Выбор расчетного режима

5.2 Построение цикла одноступенчатой холодильной машины

5.3 Тепловой расчет холодильной машины

5.4 Подбор оборудования холодильной машины

5.4.1 Подбор компрессора

5.4.2 Расчет и подбор конденсатора

5.4.3 Расчет испарителя

5.4.4 Расчет бака-аккумулятора

5.5 Компоновка холодильной машины

6. Аэродинамический расчет СКВ

7. Расчет и подбор сплит-системы для помещения кинопроекционной

Литература



1. Исходные данные

Место строительства г.Вологда

Зрительных мест 210

Оборудование кинопроекционной 3 кВт

Концентрация СО₂ в наружном воздухе 0,36 г/кг

Концентрация пыли наружного воздуха 3 мг/м³

Ориентация здания по главному фасаду В

Температура теплоносителя 9570 ?С

Теплоноситель вода

Климатологические данные района строительства:

Барометрическое давление р_б 990 ГПа

Географическая широта местности 60?с.ш.

Расчетные температуры наружного воздуха:

А) для проектирования СКВ: (таб.2 ГОСТ 30494-96) теплый п-д холодный п-д

температура наружного воздуха t_Н5(?С) 27,2 -31

скорость ветра (м/с) 3,3 4,2

влажность (%) 66 76

теплосодержание i (кДж/кг) 55,3 -30,6

Внутренние метеорологические параметры в основных помещениях:

Кинозал:

строительный объем 2736 м³

температура внутреннего воздуха t_в(?С) 20 20

влажность % 50 40

Мощность оборудования кинопроекционной, кВт 3,0



2. Расчет количества вредностей, выделяющихся в зрительном зале

В зрительном зале основным источником тепла, влаги и углекислого газа являются зрители. Количество выделяемого тепла и влаги одним человеком, находящимся в покое, определяется согласно таб. 2.2. [1, с 41]

1.Расчет поступлений тепла в зрительном зале

Теплопоступления в помещения в общественных зданиях складываются из следующих составляющих:

- теплопоступления от людей,

- теплопоступления от солнечной радиации,

- теплопоступления от системы отопления

Тепловыделения от людей

Тепловыделения от зрителей делятся на явные и полные. Для расчета теплопоступлений от людей необходимо учесть полные тепловыделения от 210 человек в зале. Явные тепловыделения необходимо знать при определении температуры в зрительном зале.

Полные тепловыделения от зрителей находятся по формуле:

, Вт,

где: n - количество зрителей, чел,

- полные тепловыделения одним зрителем, Вт/чел,

Явные тепловыделения от зрителей находятся по формуле:

, Вт,

где: n - количество зрителей, чел,

- полные тепловыделения одним зрителем, Вт/чел

Летний период:

t_вн = 20?С =120 Вт/чел, =90 Вт/чел;

n=210 чел 120*210=25200 Вт, 90*210=18900 Вт.

Зимний период:

t_вн = 20?С =120 Вт/чел, =90 Вт/чел;

n=210 чел 120*210=25200 Вт, 90*210=18900 Вт.

Теплопоступления от солнечной радиации

Теплопоступления от солнечной радиации определяются только для летнего периода по удельным теплопоступлениям от солнечной радиации через 1 м² поверхности покрытия и через 1 м² поверхности остекления согласно таб.3 прил. 1[1]

Q _c.p=УF_o*q_c.o+F_n*q_с.п

где F_o - суммарная площадь окон одинаковой ориентации по сторонам света,м²,

F_n - площадь покрытия зрительного зала в плане 360 м²,

q_c.o - удельные теплопоступления от солнечной радиации через окна 30 ккал/(ч*м²),

q_с.п - удельные теплопоступления от солнечной радиации через покрытие 5 ккал/(ч*м²),

5 окон с восточной стороны размерами 3,0х3,0 м, F_o=3,0*3,0*5=45 м²,

Q _c.p = 45*30+360*5 = 3150 ккал/ч = 3663,5 Вт

Теплопоступления от системы отопления

Дополнительным источником тепла в зимнее время является работающая система водяного отопления с местными нагревательными приборами.

Теплопоступления от системы отопления определяются по формуле:



Q_от = V_стр*q*, Вт

где: q_от - удельная тепловая характеристика зрительного зала, определяемая в зависимости от его строительного объема: при V_Н5,0 тыс.м³ q_от=0,43 Вт/(?С*м³),

б - поправочный коэффициент на удельную тепловую характеристику здания, при t_Н5= -31?С б=0,99,

V_стр - строительный объем зрительного зала по наружному обмеру, 2736 м³,

внутренняя расчетная температура воздуха в рабочей зоне для кинотеатра при расчете отопления, 16?С.

Q_от = 2736*0,43*0,99*(16-(-31)) = 54741,6 Вт.

2.Расчет тепловых потерь в зрительном зале

Максимальные тепловые потери в зрительном зале происходят через строительные ограждающие конструкции.

Q_тп = q_от * б * V_стр(t_вн-t_н), Вт

где Q_тп - потери тепла через наружные ограждения,

q_от - удельная тепловая характеристика зрительного зала, определяемая в зависимости от его строительного объема: при V_Н5,0 тыс.м³ q_от=0,37 ккал/(ч*?С*м³),

б - поправочный коэффициент на удельную тепловую характеристику здания, при t_Н5= -31?С б=0,99,

V_стр - строительный объем зрительного зала по наружному обмеру, 2736 м³,

t_вн - внутренняя расчетная температура воздуха при расчете вентиляции, 20?С.

t_н - расчетная наружная температура воздуха в зимний период, -31?С

Q_тп = 2736*0,43*0,99*(20-(-31)) = 59400,5 Вт.

3.Расчет выделений влаги в зрительном зале

Количество поступающей от зрителей влаги (г/ч) в воздушную среду зрительного зала определяют из выражения

W=*n

где: - влаговыделение одним зрителем, равное 40 г/ч,

n - количество зрительных мест

Летний период

t_вн = 20?С, = 40 г/(ч*час); W= 40*210 = 8400 г/ч.

Зимний период

t_вн = 20?С, = 40 г/(ч*час); W= 40*210 = 8400 г/ч.

4.Расчет выделений углекислого газа в зрительном зале

Количество углекислого газа определяется по формуле

, г/ч

где: - количество двуокиси углерода, выделяемой одним человеком, 23 л/(ч*час)

- массовая плотность углекислого газа, кг/м³

Летний период

t_н = 20?С кг/м³, 23*210*1,79 = 8646 г/ч

Зимний период

t_н = 20?С кг/м³, 23*210*1,79 = 8646 г/ч

5.Составление теплового баланса зрительного зала

На основании расчета тепловых выделений и тепловых потерь составляется тепловой баланс для определения избытков (недостатков) тепла в зрительном зале.

Летний период

= 25200+3663,5 = 28863,5 Вт

= 18900+3663,5 = 22563,5 Вт

Зимний период

= 25200+54741,6 - 59400,5 = 20541,1 Вт

= 18900+54741,6 - 59400,5 = 14241,1 Вт

Результаты расчетов по тепловому балансу, влаговыделениям и выделению СО₂ представлены в виде сводной ведомости.

Таблица 1. Сводная ведомость вредных выделений в зрительном зале

Период года	Теплопотери , Вт	Теплопоступления, Вт	Итого, Вт	Влаговыделения W, г/ч	Выделения СО2, г/ч
		Qп Qя	Qср	Qот	Qнед	Qизб(п) Qизб(я)
летний	-	25200 18900	3663,5	-	-	28863,5 22563,5	8400	8646
зимний	59400,5	25200 18900	-	54741,6	-	20541,1 14241,1	8400	8646



3. Определение параметров приточного воздуха

1.Определение в зрительном зале требуемого воздухообмена и определение производительности СКВ.

Необходимый воздухообмен в зрительном зале определяется для теплого и холдного периодов из условия поглащения избытков тепла и влаги, а также разбавления СО₂ до предельно-допустимой концентрации.

Расчет воздухообмена выполняется графо-аналитическим способом с использованием I-d диаграммы, рассчитанной на барометрическое давление 990 гПа

Для расчета воздухообмена в помещении необходимо знать температуру удаляемого воздуха. Т.к. удаление воздуха в зрительном зале производится из верхней зоны, то нужно рассчитать температуру верхней зоны по формуле

t_вз=t_рз + grad t (Н-h)

где: t_рз - температура рабочей зоны помещения, ?С,

grad t - градиент температуры по высоте помещения определяется по рис.2 [2] в зависимости от теплового напряжения q_уд.я в помещении, Вт/м³,

q_уд.я =

где: - явные избытки тепла, полученные в результате составления теплового баланса помещения, Вт,

- внутренний объем помещения, м³

Определяем тепловлажностное отношение в помещении, кДж/кг по формуле



где: - полные избытки тепла, полученные в результате составления теплового баланса помещения, Вт,

W - влаговыделения в помещении, г/кг

Летний период

= 22563,5 Вт, = 2736 м q_уд.я = 22563,5/2736 = 8,24 Вт/м³ grad t = 0,5 ?С/м

t_рз = 20?С, Н = 7,6 м, h_рз = 1,5 м t_вз = 20+0,5*(7,6-1,5) = 23,05 ?С

= 28863,5 Вт, W = 8,4 кг/ч 3,6*28863,5/8,4 = 12370 кДж/кг

Зимний период

= 14241,1 Вт, = 2736 м q_уд.я = 14241,1/2736 = 5,2 Вт/м³ grad t = 0,05 ?С/м

t_рз = 20?С, Н = 7,6 м, h_рз = 1,5 м t_вз = 20+0,05*(7,6-1,5) = 20,3 ?С

= 20541,1 Вт, W = 8,4 кг/ч 3,6*20541,1/8,4 = 8803 кДж/кг

Использование наружного воздуха в СКВ требует значительных затрат тепла и холода на тепловлажностную обработку воздуха. Поэтому всегда следует стремиться к уменьшению количества подаваемого воздуха. Количество наружного воздуха, кг/ч, подаваемого в зал определяют исходя из следующих требований:

А) обеспечения требуемой санитарной нормы подачи воздуха на одного человека,

Б) компенсации воздуха, удаляемого системой общеобменной вытяжной вентиляции,

В) поддержания при необходимости избыточного давления в кондиционируемом помещении.

По санитарным нормам минимальное количество наружного воздуха на одного зрителя составляет 20 м³/ч, поэтому



= 20**n, кг/ч

где: - плотность воздуха, подаваемого в зал, кг/м³,

n - количество зрителей, чел

при известной температуре и барометрическом давлении плотность воздуха составит

Летний период

t = 20?С 1,2 кг/м³, = 20* 1,2*210 = 5040 м³/ч

Зимний период

t = 20?С 1,2 кг/м³, = 20* 1,2*210 = 5040 кг/м³

Количество воздуха, необходимое для разбавления СО₂ до предельно-допустимой концентрации определяется по формуле

где: - количество выделяемого зрителями углекислого газа, г/ч,

- ПДК СО₂ в помещении, г/кг, ( =1,65)

- концентрация СО₂ в наружном воздухе, г/кг

Летний период

= 8646 г/кг, = 0,36 г/кг 8646/(1,65-0,36) = 6702 кг/ч

Зимний период

= 8646 г/кг, = 0,36 г/кг 8646/(1,65-0,36) = 6702 кг/ч

За требуемый воздухообмен принимаем по = 6702 кг/ч

Расчет воздухообмена в летний период

= 28863,5 Вт, t_в = 20 ?С, t_н = 27,2 ?С

W = 8,4 кг/ч, I_в = 39 кДж/кг, I_н = 55,3 кДж/кг

Дt_пр = 23-6 = 17?С, _в = 50%, _н = 50%,

Дt_пр = 1 ?С d_в = 7.4 г/кг, d_н = 7.5 г/кг, 12370 кДж/кг

По i-d диаграмме определяем остальные параметры т.П: строим т. В, проводим через неё луч процесса 12370 до пересечения с изотермой 17?С, получаем i_п= 35 кДж/кг, d_п= 7,0 г/кг, = 57%,

Строим т. О: из т. П проводим отрезок по линии d-const до пересечения с = 95%, получаем t_о=10?С, i_о= 28 кДж/кг, d_о= 7,0 г/кг.

Строим т.Н по известным данным t_н и _н.

Строим т.П: по линии d_о-const от т.О проводим отрезок до пересечения с изотермой t_п=17?С, получаем i_п= 35 кДж/кг, d_п = 7,0 г/кг, _п = 57%.

Строим т.У: из т.В проводим отрезок по линии до пересечения с изотермой 23?С и получаем i_у= 42,1 кДж/кг, d_у = 7,5 г/кг, _у = 43%.

Определяем производительность СКВ G_п, кг/ч,

G_п==

где: Q_изб(п)- полные избытки тепла полученные в результате составления теплового баланса помещения, Вт

- разность теплосодержаний уходящего и приточного воздуха, кДж/кг

G_п =

Производительность СКВ принимается по условию удаления СО₂ - 6702 кг/ч



Таблица 2. Параметры воздуха в характерных точках процесса обработки воздуха (летний период)

Точка	t. ?С	I. кДж/кг	, %	d. г/кг
Н	27,2	55,3	50	11,2
В	20	39,0	50	7,4
У	23,1	42,1	45	7,5
П	17	35,0	57	7,0
О	13	28,0	95	7,0

Определяем расход холода, Вт, в ОКФ по формуле

Q_хол=0,278*G_п*(i_н-i_о)

где: G_п - расход приточного воздуха, кг/ч,

(i_н-i_о) - разность энтальпий наружного и охлаждённого воздуха, кДж/кг

Q_хол=0,278*G_п*(i_н-i_о)=0,278*6702*(55,3 - 28)=50823,5 Вт

Расчет воздухообмена в зимний период

= 20541,1Вт, t_в = 20 ?С, t_н = -31 ?С

W = 8,4 кг/ч, I_в = 37 кДж/кг, I_в = -30,6 кДж/кг

G_п =6702 кг/ч, _в = 40%, _н = -%,

d_в = 6,5 г/кг, d_н = 0,1 г/кг, 8803

Определяем энтальпию, которой должен обладать приточный воздух, должна быть

, кДж/кг

где: - теплосодержание удаляемого воздуха, кДж/кг

- полные избытки тепла, полученные в результате составления теплового баланса помещения, кДж/кг,

- производительность кондиционера, кг/ч,

35 - = 31,9

Строим точки Н, В.

Строим т.П: через т.В проводим луч процесса до пересечения с i_п= 31,9 кДж/кг, получаем t_п = 16,5?С, d_п = 6,1 г/кг, _п = 53%.

Строим т.О: по линии d-const от т.П проводим отрезок до пересечения с = 90% и получаем i_о= 24 кДж/кг, d_о = 6,1 г/кг, t_о = 8,5?С.

Строим т.К: т.К находится выше т.Н на пересечении d_н = 0,1 г/кг и i_о= 24 кДж/кг , получаем: i_к= 24 кДж/кг, d_к = 6,1 г/кг, t_к = 23,5?С, _к = 2%.

Таблица 3. Параметры воздуха в характерных точках процесса обработки воздуха (зимний период)

Точка	t. ?С	I. кДж/кг	, %	d. г/кг
Н	-31,0	-30,6	-	0,1
В	20	37,0	40	6,5
У	20,3	37,3	40	6,5
П	16,5	32	53	6,1
О	8,5	24	90	6,1
К	23,5	24	2	0,1

Расчет требуемой влаги на компенсацию испарившейся в камере орошения:

W_исп=G_п*(d_о-d_к)*10^-3, кг/ч

где: G_п - расход приточного воздуха, кг/ч,

d_о-d_к - разность влагосодержания воздуха после и перед камерой орошения, г/кг

W_к=G_п*(d_н-d_о)-10^-3=6702*(6,1-0,1)/1000=40,2 кг/ч



4. Компоновка установки кондиционирования воздуха и подбор рабочих секций кондиционера

4.1 Расчет и подбор камеры орошения

Расчет форсуночной камеры орошения ОКФ-3 для КТЦ3

Летний период

Таблица 4. Исходные данные для расчета (летний период)

Gп, кг/ч	Lп, м3/ч	Точка Н на I-d диаграмме	Точка О на I-d диаграмме
		tн, ?С	Iн, кДж/кг	н, %	tо, ?С	Iо, кДж/кг	о, %
6702	5585	27,2	55,3	50	13	28,0	95

В качестве точки с начальными параметрами в теплый период принимаем точку Н, характеризующую параметры наружного воздуха, точка с конечными параметрами точка О.

Площадь фронтального сечения камеры орошения для КТЦ3-10 F_п.с = 1,03м²

Задаемся температурой воды, приходящей с холодильной станции t_w1 = 7?С, тогда соответствующая этой температуре энтальпия насыщенного воздуха (при = 100%) I_в.нас. = 22,2 кДж/кг.

Коэффициент энтальпийной эффективности

,

где: с - коэффициент, определяемый по формуле

с = 1 + 0,000716 * - 0,00351*( - 54)

с = 1 + 0,000716*(22,2-55,3)-0,00351(22,2-54) = 1,09

= 0,76

По рис.Б прил.4[5] по полученному значению 0,57 определяем коэффициент орошения 2,3, т.к. 0,7 камера работает в устойчивом режиме.

Расход разбрызгиваемой воды определяется по формуле

G_w=*G_п, кг/ч

G_w= 2,3*6702 = 15414 кг/ч

Определяем производительность форсунки, кг/ч, по формуле

g_ф= кг/ч

где: - количество форсунок в камере

Определяем давление воды перед форсунками, кПа, по приложению 4.а[3]

Р_ф=40 кПа

Конечная температура воды

где: - температура воды с холодильной станции, ?С,

- разность энтальпий начального и конечного состояний воздуха, кДж/кг,

- теплоемкость воды 4,19 кДж/кг

7+ = 9,83?С

Потери давления по воздуху в камере орошения и каплеуловителе в режиме работы с влаговыделением (осушка воздуха) определяется по формуле



, Па

где: - массовая скорость воздуха во фронтальном сечении камеры орошения:

= 1,8

- производительность кондиционера, кг/ч,

F_п.с - площадь фронтального сечения камеры орошения, м²,

= 40 Па

Зимний период

Таблица 5. Исходные данные для расчета (зимний период)

Gп, кг/ч	Lп, м3/ч	Точка К на I-d диаграмме	Точка О на I-d диаграмме
		tк, ?С	Iн, кДж/кг	н, %	tо, ?С	Iо, кДж/кг	о, %
6702	5585	23,5	24	2	8,5	24	90

В качестве точки с начальными параметрами зимний период принимаем точку К, характеризующую параметры наружного воздуха, точка с конечными параметрами точка О.

Коэффициент адиабатной эффективности

где: - температура воздуха перед камерой орошения, ?С

- температура воздуха после камеры орошения, ?С

- температура мокрого термометра, ?С

По приложению 4[3] рис.Б для значения Еа и определенного типа камеры определяем коэффициент орошения для изоэнтальпийной обработки воздуха

Расход разбрызгиваемой воды определяется по формуле

G_w=*G_п, кг/ч

G_w= 2,4*6702 = 16084 кг/ч

Определяем производительность форсунки, кг/ч, по формуле

g_ф= кг/ч

где: - количество форсунок в камере

Определяем давление воды перед форсунками, кПа, по приложению 4.а[3]

Р_ф=40 кПа

Потери давления по воздуху в камере орошения и каплеуловителе в режиме работы увлажнения определяется по формуле

, Па

где: - массовая скорость воздуха во фронтальном сечении камеры орошения:

= 1,8

- производительность кондиционера, кг/ч,

F_п.с - площадь фронтального сечения камеры орошения, м²,

= 25 Па

При аэродинамическом расчете СКВ выбирают наибольшее из полученных значений для зимнего и летнего периодов.

4.2 Расчет и подбор воздухонагревателей

Воздухонагреватели предназначены для тепловой обработки воздуха до заданных параметров. Все базовые воздухонагреватели КТЦ3 имеют глубину 180 мм. Ширина всех теплообменников 1750 мм, кроме ВН для КТЦ3-10, его ширина 876 мм. Высота базовых секций : 1; 1,25; 1,5; 2 м. По ходу воздуха в базовых ВН может быть 1; 1,5 или 2 ряда трубок.

Расчет воздухонагревателя первого подогрева

Исходные данные:

G_п=6702 м³/ч, ?С, ?С, ?С, ?С

К расчету принимаем калорифер КТЦ3-10 01.10114 однорядный, площадь поверхности теплообмена F_р=18,4 м², площадь фронтального сечения f_в=1,030 м², = 0,00148 м² - площадь сечения для прохода воды.

Определяем расход теплоты, Вт, на нагрев воздуха по формуле

Q_вн1=0,278*G_в*c_в*(t_н-t_к)

где: c_в - удельная теплоёмкость воздуха 1 кДж/(кг*К),

G_в - расход воздуха, кг/ч

t_н, t_к - начальная, конечная температура воздуха, ?С,

Q_вн1=0,278*G_в*c_в*(t_к-t_н)=0,278*6702*1*(23,5+31)=101542 Вт

Определяем расход горячей воды G_w, кг/ч, через воздухонагреватель



G_w=

где: - начальная, конечная температура воды, ?С

G_w= кг/ч

Определяем массовую скорость движения воздуха , кг/(м²*с), по формуле 4.13[1]

Определяем скорость движения воды по трубкам калорифера, м/с, по формуле 4.14[1]

м/с

где: - плотность воды 1000 кг/м³

= 0,00148 м² - площадь сечения для прохода воды,

G_w - расход горячей воды, кг/ч

м/с

Определяем коэффициент теплопередачи К, Вт/(м²*К), по формуле 4.12[1]

К=а*(^q*w^r

где: a, q, r - численные коэффициенты, определяемые по таблице 4.2[3]

К=а*(^q*w^r=28*1,807^0,448*0,65^0,129=34,53 Вт/(м²*К)

Определяем среднюю разность температур между теплоносителями по формуле 4.15[1]

где: - начальная и конечная температуры воды в калорифере, ?С,

- начальная и конечная температуры воздуха в калорифере, ?С

Определяем требуемую площадь теплообмена F_тр, м², по формуле

м²

Определяем количество калориферов

N= F_р = 51,66/18,4 = 2,82

Принимаем к расчету 3 калорифера, установленных последовательно по воде и по воздуху

Определяем запас поверхности теплообмена между требуемой и распологаемой поверхностями по формуле 4.17[1]

%

Условие подбора калорифера по запасу поверхности теплообмена выполняется.

Определяем аэродинамическое сопротивление воздухонагревателя ДР_вн1, Па, по формуле

ДР_вн1=b*(^m*N

где: b, m - численные коэффициенты, определяемые по таблице 4.2[3]

N - число теплообменников, установленных последовательно по ходу воздуха

ДР_вн1=4,16*1,807^1,707*3=34,26 Па

Расчет воздухонагревателя второго подогрева

Исходные данные:

G_п=6702 м³/ч, ?С, ?С, ?С, ?С

К расчету принимаем калорифер КТЦ3-10 01.11114 однорядный с обводным клапаном ВНО, площадь поверхности теплообмена F_р=14,55 м², площадь фронтального сечения f_в=0,83 м², = 0,00146 м² - площадь сечения для прохода воды.

Определяем расход теплоты, Вт, на нагрев воздуха по формуле

Q_вн1=0,278*G_в*c_в*(t_н-t_к)

где: c_в - удельная теплоёмкость воздуха 1 кДж/(кг*К),

G_в - расход воздуха, кг/ч

t_н, t_к - начальная, конечная температура воздуха, ?С,

Q_вн2=0,278*G_в*c_в*(t_к-t_н)=0,278*6702*1*(16,5-8,5)=14905 Вт

Определяем расход горячей воды G_w, кг/ч, через воздухонагреватель



G_w=

где: - начальная, конечная температура воды, ?С

G_w= кг/ч

Определяем массовую скорость движения воздуха , кг/(м²*с), по формуле

кг/(м²*с)

Определяем скорость движения воды по трубкам калорифера, м/с, по формуле

где: - плотность воды 1000 кг/м³

= 0,00146 м² - площадь сечения для прохода воды,

G_w - расход горячей воды, кг/ч

м/с

Определяем коэффициент теплопередачи К, Вт/(м²*К), по формуле

К=а*(^q*w^r

где: a, q, r - численные коэффициенты, определяемые по таблице 4.2[5]



К=а*(^q*w^r=28*2,24^0,448*0,097^0,129=29,7 Вт/(м²*К)

Определяем среднюю разность температур между теплоносителями по формуле

где: - начальная и конечная температуры воды в калорифере, ?С,

- начальная и конечная температуры воздуха в калорифере, ?С

?С

Определяем требуемую площадь теплообмена F_тр, м², по формуле

?С

Определяем количество калориферов

N= F_р = 7,17/14,55 = 0,5 м²

Принимаем к расчету 1 калорифер.

Условие подбора калорифера по запасу поверхности теплообмена выполняется.

В связи с тем, что принят наименьший типоразмер калорифера при эксплуатации установки необходимо будет пользоваться обводным клапаном.

Определяем аэродинамическое сопротивление воздухонагревателя ДР_вн2, Па, по таблице III.7 [2]

ДР_вн2=55 Па

4.3 Подбор фильтров

Для очистки приточного воздуха в центральных системах кондиционирования КТЦ3 используются воздушные фильтры ФР1-3, ФР2-3, ФС-3.

ФР1-3 предназначены для очистки воздуха от атмосферной и волокнистой пыли при среднегодовой запыленности воздуха до 1 мг/м³ и при кратковременной запыленности до 10 мг/м³. Эффективность очистки от минеральной пыли - 88%, с использованием фильтрующего материала ФРНК-ПГ и более 90% при - ИФП-1.

ФР2-3 предназначены для очистки воздуха от атмосферной и волокнистой пыли при среднегодовой запыленности воздуха до 1 мг/м³ и при кратковременной запыленности до 10 мг/м³. Эффективность очистки от минеральной пыли - 88% , от волокнистой пыли - 90%.

ФС-3 (фильтрующие сетки пропитанные маслом) предназначены для очистки воздуха от пыли в СКВ и приточной вентиляции при запыленности воздуха до 10 мг/м³. Фильтры не предназначены для очистки от волокнистой пыли.

Расчетное сопротивление фильтров в начале эксплуатации 60 Па, при максимальной запыленности 200Па.

Для очистки воздуха принимаем фильтр ФС-3.

4.4 Подбор вентиляторного агрегата

В КТЦ3 применяется радиальный вентагрегат одностороннего всасывания по 1-й схеме исполнения.

Подбор вентилятора ведется по следующей последовательности:

Определяется производительность , м³/ч, агрегата. Она равна объемному расходу воздуха при нормальных условиях

где: - массовый расход воздуха, кг/ч

- плотность воздуха, кг/м³

м³/ч

Определяют потери давления в системе

где: - потери давления в воздухозаборе, =160Па,

- потери давления в фильтре, = 200Па,

, - потери давления в первой и второй секциях подогрева, 34,26 и 55 Па,

- потери давления в сети воздуховодов, 275 Па

160+200+34,26+40+55+275 = 764,25 Па

Нагнетатели подбирают с запасом давления 10%

Р = 1,1* = 1,1*764,25 = 840,67 Па

Выбираем вентиляторный агрегат В.Ц4-75-5 с диаметром рабочего колеса 1,05Dном, КПД 0,83, частота вращения 1425 об/мин, с электродвигателем 4А90L4 мощностью 2,2 кВт.

4.5 Подбор шумоглушителя

Уровень шума является существенным критерием качества систем вентиляции, что необходимо учитывать при проектировании зданий различного назначения. Уровень шума тем выше, чем больше скорость воздуха на выходе из воздухораспределителя.

Целью расчета шумоглушителя является погашение избыточного звукового давления в каждой октавной полосе. Расчет шумоглушителя ведется в табличной форме в следующем порядке:

1) По таблице 17.1.[6] выбираем по типу помещения рекомендуемые номера предельных спектров (ПС), характеризующий допустимый уровень шума от системы вентиляции в различных помещениях. По номеру ПС определяем уровни звукового давления в каждой октавной полосе согласно таблицы 17.3. [6]

Для зрительного зала клуба выбираем ПС-30.

2) По таблице 17.5.[6] определяем поправку ДL₁ , дБ, учитывающую распределения звуковой мощности вентилятора по октавным полосам в зависимости от типа вентилятора.

3) По таблице 17.6.[6] определяем поправку ДL₂ , дБ, учитывающую влияние присоединения вентилятора к сети воздуховодов в зависимости от размеров «выхлопа» вентилятора.

4) Рассчитываем уровень звуковой мощности вентилятора, дБ

где: - общий уровень звуковой мощности шума вентилятора относительно 10^-12 Вт, дБ;

- поправка, учитывающая распределения звуковой мощности вентилятора по октавным полосам, дБ;

- поправка, учитывающая влияние присоединения вентилятора к сети воздуховодов, дБ.

где: - критерий шумности, зависящий от типа и конструкции вентилятора, дБ, (принимается по таблице 17.4.[6]);

Н - полное давление вентилятора, кгс/см²;

- объемный расход вентилятора, м³/с;

- поправка на режим работы вентилятора, дБ, (зависит от действительного к.п.д.)

5) Определяем по таблицам 17.11-17.15.[6] затухание шума в воздуховоде и местных сопротивлениях (отводы, решетка) до первой решетки.

6) Определяем суммарное затухание шума до первой решетки, суммируя значения, полученные в п.5.

7) Определяем уровень звука из первой решетки как разницу между значениями из п.4 и п.6.

8) Определяем звуковое давление, гасимое стенами, согласно номограмме на рисунке 17.5.[6]. В зрительном зале принята средняя звукоизоляция.

9) Определяем уровень звукового давления в расчетной схеме как разницу между значениями из п.7 и п.8.

10) Производим учет шума от других механических систем, находящихся в помещении по формуле:

, дБ

где: - общее количество систем в помещении.

11) Рассчитываем требуемое снижение шума в каждой октавной полосе как разницу между уровнем звукового давления в расчетной схеме (п.9) с учетом шума от других механических систем (П.10) и допустимым уровнем шума по ПС (п.1).

12) По полученным значениям подбираем пластинчатый шумоглушитель (определяем его длину) по таблице 17.16.[6] таким образом , чтобы он «покрыл» требуемое снижение шума в каждой октавной полосе.

После подбора шумоглушителя определяем размеры его поперечного сечения.

Для этого определяем нормируемую скорость воздуха в шумоглушителе в зависимости от ПС. Для ПС-30 =4 м/с.

1) Находим площадь живого сечения шумоглушителя:

, м²

где: - объемный расход системы П1, м³/ч,

- нормируемая скорость воздуха в шумоглушителе, м/с.

5585 м³/ч F=5585/3600/4 = 0,39 м²,

2) Задаемся высотой шумоглушителя, h=0,5 м,

3) Делим площадь живого сечения шумоглушителя на заданную высоту:

A=F/h=0.39/0.5=0.8 м;

4) Далее, полученную величину делим на ширину одного просвета выбранного шумоглушителя (в данном случае А=0,25 м) и получаем количество просветов шумоглушителя

n = a/A = 0.8/0.25 = 3.2

Принимаем шумоглушитель 250х500 мм длиной 2 м.

5) Определим фактическую скорость движения воздуха в шумоглушителе:

= 4.13 м/с



6) Рассчитываем аэродинамическое сопротивление шумоглушителя:

, Па

где: - суммарный коэффициент местного сопротивления для глушителей;

- коэффициент трения;

l - длина глушителя, м;

v - скорость воздуха в воздуховоде перед глушителем, м/с;

- плотность воздуха, кг/м³;

, =0,025; l = 2 м; v = 4,13 м/с, = 12 кг/м³

= 108,4 Па

4.6 Компановка установки кондиционирования воздуха из основных и вспомогательных секций

Компоновку УКВ осуществляют из типовых секций. Между собой рабочие секции соединяются с помощью промежуточных камер (камер обслуживания), имеющих герметичные дверцы для обслуживания основных секций.



5. Подбор холодильной машины

При расчете холодильной машины, кроме расхода холода непосредственно на обработку воздуха, следует учитывать дополнительный непроизводительный расход холода. При охлаждении воды потеря холода связана с нагревом воды в баках из-за теплопередачи через стенки, с нагревом воды в сети трубопроводов, по которым она перемещается, а также с нагревом в насосах. Поэтому, при обработке воздуха холодной водой, расчетное количество холода определяется:

= 6702*(55,3-28)/3,6 = 50823,5 кДж/ч

1,07*54381,1 кДж/ч

Холодопроизводительность парокомпрессионной холодильной машины является не постоянной величиной и зависит от режима работы, определяемого температурами и давлениями конденсации и кипения (испарения) холодильного агента.

Холодильные станции рекомендуется компоновать из 2-4 однотипных холодильных машин, в том числе хотя бы одной машины с регулируемой холодопроизводительностью. Установка резервных холодильных машин для СКВ не допускается.

Исходные данные:

, = 95%

t_нач=27,2?С, t_нач=13?С,

= 55,3 кДж/кг, = 28 кДж/кг,

t_w1=7?С, t_w2=10?С,



5.1 Выбор расчетного режима

1.Температура испарения холодильного агента

, ?С,

где: t_w1 - температура воды на выходе из испарителя, ?С,

t_w2 - температура воды на входе в испаритель (из расчета камеры орошения), ?С. Во избежание образования льда температура испарения должна быть выше 23 ?С

?С

2.Температура всасывания паров хладагента в цилиндре компрессора «сухой ход»:

?С

?С

3.Охлаждение воды до t_w3 для конденсатора производится в камере орошения КО2. Выбирается типовая камера орошения с двумя рядами форсунок при плотности их установки 13шт/м²ряд. Коэффициент орошения при этом = 0,6-0,9 кг/кг. Вода изменяет температуру на Дt_w = (3…5) ?С.

Расчет КО2 проводится в следующем порядке:

а) энтальпия воздуха на выходе из КО2

, кДж/кг

где: - энтальпия воздуха перед камерой орошения, =55,3 кДж/кг,

- коэффициент орошения, = 0,8,

- изменение температуры в камере орошения, =4?С

55,3+4,187*0,8*4 = 68,7 кДж/кг

б) коэффициент эффективности:

Е=0,931* = 0,931* = 0,904

в) температура мокрого термометра на выходе из КО2:

, ?С

где: - температура мокрого термометра перед камерой орошения, =20?С,

- энтальпия воздуха на выходе из КО2, =68,7 кДж/кг,

- энтальпия воздуха перед камерой орошения, = 55,3 кДж/кг,

= 24,57?С

г) начальная температура охлажденной воды:

, ?С

где: - температура мокрого термометра перед камерой орошения, =20?С,

Е - коэффициент эффективности, Е=0,9

- температура мокрого термометра на выходе из КО2, =24,57?С,

?С

д) конечная температура

t_w3 = t_w4 - (3…5), ?С



где: t_w4 - начальная температура охлажденной воды, t_w4 =30,0 ?С

t_w3 = 29,5-4=25,5 ?С

4.Температура конденсации холодильного агента:

где: - температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, =25,5?С,

- температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора, =29,5?С

?С

5.Температура переохлаждения жидкого холодильного агента пред регулирующим вентилем:

где: - температура конденсации холодильного агента, =31,5?С

?С

Необходимо чтобы соблюдалось условие:

27,5(25,5+2)

5.2 Построение цикла одноступенчатой холодильной машины

При расчетах рабочего холодильного процесса исходят из условия установившегося теплового состояния холодильной установки, когда в единицу времени через каждый её элемент (компрессор, конденсатор, регулирующий вентиль, испаритель) проходит постоянное количество холодильного агента.

Расчет такого процесса заключается в определении количества отводимого от конденсатора и подводимого к испарителю тепла при условии постоянства начальных и конечных температур и давлении, а также в определении количества тепла, полученного в результате сжатия паров в компрессоре.

Для упрощения тепловых расчетов холодильного процесса применяются T-S и lgP-i диаграммы.

Таблица №6. Значения параметров основных точек

Точка	t, ?C	P, кгс/см2	V, м3 пара/кг	i, кДж/кг	S, кДж/кг	Состояние
1	3,5	0,567	00,41	605,0	4,74	Сухой насыщенный пар х=1
1'	28,5	0,567	0,0348	624,0	4,8	Перегретый пар
2	-	1,4	-	645,0	4,8	Перегретый пар
2'	31,5	1,4	0,019	620,0	4,7	Сухой насыщенный пар х=1
3	31,5	1,4	0,00086	440,0	4,1	Насыщенная жидкость х=0
3'	27,5	1,4	-	431,0	-	Переохлажденная жидкость
4	3,5	0,567	0,041	431,0	4,1	Влажный насыщенный пар

5.3 Тепловой расчет холодильной машины

Тепловой расчет производится в следующей последовательности:

1.Удельная весовая холодопроизводительность холодильного агента:

= 624-431 = 193 кДж/кг

2.Теплота, отводимая от 1 кг холодильного агента в конденсаторе и теплообменнике:

кДж/кг

Или



кДж/кг

где: l - теоретическая работа сжатия в компрессоре:

кДж/кг

3.Холодильный коэффициент цикла:

5.4 Подбор оборудования холодильной машины

5.4.1 Подбор компрессора

1.Находим степень сжатия паров в компрессоре:

2.Определяем коэффициент подачи поршневого компрессора:

где: - объемный коэффициент, учитывающий влияние объема мертвого пространства, который равен:

-1)

где: с - коэффициент вредного пространства, для мелких компрессоров с=0,05,

m - показатель политропы, для хладонов m = (0,91,1)

-1) = 0,9265

где: - коэффициент подогрева, равный:

где: - коэффициент дросселирования, учитывающий сопротивления в компрессоре, для температуры испарения -30?С, (0,940,97).

- коэффициент плотности, учитывающий утечки,

= 0,9265*0,91*0,95*0,97 = 0,78

3.Объемная холодопроизводительность холодильного агента:

где: - удельная весовая холодопроизводительность холодильного агента, =191 кДж/кг,

- удельный объем перегретого пара, =0,0384 м³/кг

193/0,0384=5026 кДж/кг

4.В каталогах приводятся производительности холодильных установок при стандартных условиях работы. Необходимо пересчитать рабочую холодопроизводительность на стандартную:

=0,67, =0,78, =1332,4 кДж/м³

- принимаем равным Q_о=48587 Вт

=11062 кДж/ч = 3,07 кВт

5.Выбираем холодильную машину с близким к значением: = 9000 Вт

Марка ПБ7:

Хладагент: R22

Производительность по холоду: 9кВт

Диаметр цилиндров: 67,5 мм

Ход поршня: 65 мм

Число цилиндров компрессора: 1

Частота вращения: 24 об/с

Определим действительную производительность по холоду:

= = 39000 Вт

6.Часовой объем компрессора для выбранной холодильной машины

, м³/ч

где: - производительность по холоду, выбранного компрессора, =142200 Вт

q - объемная холодопроизводительность холодильного агента,

q=q_v=5026 кДж/м³

- коэффициент поршневого компрессора,

м³/ч

7.Количество циркулирующего фреона:



где: - производительность по холоду, выбранного компрессора, =142200 Вт

- удельная весовая холодопроизводительность холодильного агента, =191 кДж/кг,

кг/ч

8.Теоретическая мощность, затраченная в компрессоре:

Вт

5.4.2 Расчет и подбор конденсатора

1. Определяем среднюю логарифмическую разность температур между парами хладагента и окружающей средой:

где: - разность температур потоков в начале и в конце теплообмена

?C, = 25.5 ?C, ?C

?C

?C

?C

2. Определим тепловую нагрузку конденсатора

Q_к = +

где: - тепловой эквивалент мощности, затрачиваемый компрессором на сжатие холодильного агента:

где: - теоретическая мощность, =4,3 кВт,

- индикаторный КПД, учитывающий энергетические потери и определяется по формуле:

Вт = 5,375 кВт

Q_к = +142200+3600*5,375 = 161550 кДж/кг

3. Определяем требуемую площадь теплопередающей поверхности конденсатора:

где: - тепловая нагрузка конденсатора, =161550 кДж/ч

- коэффициент теплопередачи компенсатора, =6300 кДж/(ч*м2*?C)

м²

4.Определив значение тепловой нагрузки и площади теплопередающей поверхности, выбираем тип кондиционера

КТГ-10 F=9 м², диаметр обечайки 408 мм, число труб 99 шт.

5.Определяем количество воды охлаждающей конденсатор

W=

где: Q_к - тепловая нагрузка конденсатора, Q_к = 161550 кДж/ч,

- удельная теплоемкость воды, = 4,187 кДж/(кг*?C),

- плотность воды, = 1000 кг/м³,

- температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, =25,5 ?C,

- температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, =29,5 ?C,

м³/ч

5.4.3 Расчет испарителя

1.Определяем среднюю логарифмическую разность между температурами кипящего хладона и нагревающей средой:

где: - разность температур в начале и в конце теплообмена:



?C, =3,5?C

?C

?C, =3,5?C

?C

?C

2.Определяем требуемую теплопередающую поверхность испарителя:

где: - тепловая нагрузка испарителя (холодопроизводительность), =142200 кДж/кг,

- коэффициент теплопередачи отнесенный к рабочей поверхности испарителя,

=2520 кДж/(ч*м2*?C),

- средняя логарифмическая разность между температурами кипящего хладона и нагревающей средой, =4,85?C,

м²,

3.Выбираем тип испарителя: ИТВР-12,5, F=12,5 м²

4.Количество воды прошедшей через испаритель определяется:

W=

где: Q_и - тепловая нагрузка испарителя, Q_и = 142200 кДж/ч,

- удельная теплоемкость воды, = 4,187 кДж/(кг*?C),

- плотность воды, = 1000 кг/м³,

- температура воды на выходе из испарителя, =7 ?C,

- температура воды на входе в испарителя, =10 ?C,

м³/ч

5.4.4 Расчет бака аккумулятора

Для холодильных станций, холодопотребление которых определяется по максимальному часовому расходу холода, ёмкость системы холодоснабжения рассчитывается следующим образом. Согласно нормативным данным число включений холодильной машины должно быть не более 4-х раз в час. Для обеспечения этого требования минимальная ёмкость системы холодоснабжения определяется:

W=

где: Q_х - расчетная производительность одной холодильной машины, Q_х = 142200 кДж/ч,

- количество холодильных машин, =1,

- удельная теплоемкость воды, = 4,187 кДж/(кг*?C),

- максимальная температура воды, =10 ?C,

- минимальная температура воды на входе, =7 ?C,

W= м³

Принимаем размеры бака-аккумулятора 900х900х900 мм

5.5 Компоновка холодильной машины

Холодильные станции с машинами на R22 по взрывопожарной безопасности относятся к категории «Д» и к выбору места их расположения предъявляются следующие требования:

1. Холодильные станции и отдельные машины производительностью до 700 кВт допускается размещать в подвалах и цокольных этажах зданий (кроме жилых), если над перекрытием станции исключена возможность массового постоянного или временного пребывания людей;

2. Холодильные станции большой производительности могут размещаться в промышленных зданиях, в специальных пристройках к обслуживаемым зданиям, в заглубленных отдельно стоящих помещениях, а также в подвалах и цокольных этажах, вынесенных из-под контура зданий. Высоту помещения для размещения холодильных машин принимают не менее 3,6 м, считая до выступающих частей перекрытия.

3. Проходы между выступающими частями радом стоящих машин необходимо предусматривать не менее 1м, между машинами и стеной здания не менее 0,3 м, между машинами и колоннами не менее 0,7 м, между щитом управления и машинами не менее 1,5 м.



6. Аэродинамический расчет СКВ

Аэродинамический расчет воздуховодов проводят с целью определения размеров поперечного сечения воздуховодов и потерь давления в системе. В системах с механическим побуждением движения воздуха потери давления определяют выбор вентилятора. В этом случае подбор размеров поперечного сечения воздуховодов проводят по допустимым скоростям движения воздуха.

Расчет системы вентиляции выполняется методом удельных потерь на трение. Особенностью является то, что в системах вентиляции основная доля потерь давления приходится на местные сопротивления, а не на потери на трение.

Пред расчётом системы вычерчивают аксонометрическую схему системы и разбивают её на участки с разными расходами. Потери давления на участке определяют по формуле:

, кгс/м²

где: - удельные потери давления на трение на 1 м воздуховода, кгс/(м²*м) (определяется по таблице 12.17.[6] в зависимости от скорости движения воздуха на участке и эквивалентного диаметра воздуховода d_экв)

- длина участка, м

- поправочный коэффициент на потери давления на трение (определяется по таблице 12.14.[6] в зависимости от скорости движения воздуха на участке и абсолютной эквивалентной шероховатости материала воздуховода К_э)

- потери давления в местных сопротивлениях, кгс/м²

Скорость движения воздуха на участке воздуховода определяется по формуле:

, м/с

где: - объемный расход воздуха на участке, м³/ч

- размеры воздуховода, м.

Скорости в механической системе принимаются не более 7 м/с из соображения шумовых нагрузок.

Эквивалентный диаметр прямоугольного воздуховода определяется по таблице12.17.[6] или по формуле:

, мм

Потери давления в местных сопротивлениях определяются по формуле:

, кгс/м²

где: - сумма коэффициентов местных сопротивлений не участке (коэффициенты берутся из таблицы12.18.-12.49.[6]);

- динамическое давлен...