Системы кондиционирования воздуха и холодоснабжение

 

Результаты расчета

Теплый период						Холодный период
Температура воды,		Расход воды,			Давление воды перед форсун- ками	Расход воды	Давление воды перед форсун-ками	Конеч-ная темпера-тура воздуха
Начальная	Конечная	Общий	Охлаж- денной	Рецир-куляци-онной
12,2	14,1	38761	8201,55	30559,8	335,116	22450,99	109,9972	4,1

 

 

Потери давления в  оросительной камере составляют:

Па.

 

IX. Подбор и расчет воздухораспределительных устройств

В задачу организации  воздухообмена входит обеспечение  микроклимата в рабочей зоне помещения. Воздух из воздухораспределителя необходимо подать с такой скоростью v_о и температурой t_о, чтобы поддерживать нормативные оптимальные параметры воздуха в рабочей зоне.

Примем для всех помещений  воздухораспределители ПРМ круглого сечения при раздаче воздуха  веерной струей. Характеристики воздухораспределителей типа ПРМ приведены в  прил. 11 [2].

Определим зону помещения, обслуживаемую одним воздухораспределителем: ,                                                           (IX.1)

где из площади зоны помещения, обслуживаемой одним  воздухораспределителем;

b, l – соответственно длина и ширина зоны обслуживания, м.

При  Н=4,3м  м (рис.10) [2]

Соотношение должно лежать в пределах 1÷1,5.

Получаем: , , что удовлетворяет обоим условиям.

Число воздухораспределителей в помещении: ,             (IX.2)

где l_п – длина помещения, м;

b_п – ширина помещения, м.

Имеем: шт.

Определим расход воздуха  через один воздухораспределитель:

м³/ч.

Необходимое сечение  подводящего патрубка можно определить по формуле:                                                                              (IX.3)

где m – коэффициент, учитывающий затухание скорости воздуха в струе, при веерной раздаче, принимаем равным 1,1;

коэффициент стеснения струи, при  веерной струе ;

нормативная скорость движения воздуха  в помещении, 0,2 м/с (по холодному периоду);

x – расстояние от воздухораспределителя до сечения струи в месте входа ее в рабочую зону, для веерной струи:

где H – высота помещения, 4,3 м;

высота рабочей зоны – 1,5м.

Получаем: м.

А в свою очередь, по формуле (IX.3): м².

Принимаем к установке ПРМ 1, у которого м² по прил. 11 [3].

Определим допустимую скорость движения воздуха v_о в подводящем патрубке ВР: ,                                                                      (IX.4)

где v_х – принимаем равным 0,24м/с (по холодному периоду года);

Получаем: м/с.

Действительная скорость воздуха: м/с должна быть меньше допустимой v_о. Условие выполняется.

Допустимый перепад  температур: ,                   (IX.5)

где n – температурный коэффициент воздухораспределителя, равный 1.

°C – действительный перепад температур,

где t_в – нормативная температура воздуха в помещении, °C;

t_п – температура приточного воздуха, °C.

Таким образом, по формуле (IX.5) имеем: °C, что менее 1,5°C, значит, условие выполнено.

Аэродинамическое сопротивление воздухораспределителя:

,                                       (IX.6)

где ς – коэффициент местного сопротивления ПРМ, равный 2,6.

Получаем: Па.

 

X. Подбор холодильных машин

Для охлаждения воды, поступающей  к форсункам оросительной камеры, используются водоохлаждающие холодильные  машины (ХМ), работающие на хладоне 22.

Холодопроизводительность  ХМ в каталогах приводится для стандартных режимов работы, однако фактически машины работают на режимах отличных от стандартных.

Температура испарения  хладагента: ,                (X.1)

где конечная температура воды в оросительной камере,        (принимается по расчету оросительной камеры), °C ;  

   температура воды, выходящей из испарителя, не ниже +6 °C. 

Получаем, что: °C. 

По энтальпии наружного воздуха летом определяем температуру наружного воздуха по мокрому термометру t_нм прил. 12 [3]. Тогда температура воды, поступающей в конденсатор из вентиляторной градирни:

°C.

Температура воды, выходящей  из конденсатора равна:

°C.

Температура конденсации хладоагента: °C.

По величине Q_охл по ближайшему значению Q_о подбираем тип холодильной машины по прил. 14 [3]. Принимаем МКТ 14-2-0.

Количество холодильных  машин:                                    (X.2)

где к – коэффициент запаса, принимаем равным 1,1;

Q_о – холодопроизводительность холодильной машины по прил.14 [3], Вт.

Тогда: шт, минимальное количество холодильных машин в соответствии с [2] равно 2, принимаем к установке три холодильные машины.

Действительная холодопроизводительность компрессора равна:

  ,                                       (X.3)

где v_пр – объемная производительность компрессора по прил.14 [3], м³/ч;

q_v – теоретическая удельная объемная холодопроизводительность хладона 22, кДж/м³ прил. 13 [2];

λ_раб – коэффициент подачи компрессора, определяемый следующим образом: ,                                                                                             (X.4)

где λ₁ – объемный коэффициент подачи хладоновых машин,

где С – коэффициент мертвого пространства, 0,03-0,05;

P_к, P_о – соответственно давление конденсации и испарения, принимаем по t_к и t_о в соответствии с [3].

Получаем: .

– коэффициент подогрева;

 – коэффициент плотности, принимаемый по [2];

– коэффициент дросселирования, принимаемый по [2].

Таким образом, по формуле (X.4) имеем: .

По формуле (X.3): Вт.

Получаем, что Q_ком> Q_охл, условие выполнено.

Эффективная мощность на валу компрессора:

 кВт.

Индикаторная мощность на валу компрессора: ,              (X.5)

где η_мех – механический КПД, принимаем 0,9.

Таким образом, имеем: кВт.

Мощность, потребляемая электродвигателем из сети: ,  (X.6)

где η_эл – КПД электродвигателя, принимаем 0,85.

Таким образом, получим: кВт.

Предварительно определим  среднелогарифмическую разность температур между охлаждаемой водой и хладоагентом, а именно:

°C.

Коэффициент теплопередачи  испарителя K_о принимаем в зависимости от по табл.9 [2] равным 1312,8 Вт/(м²·°C).

Требуемая поверхность теплообмена испарителя:

м².

Причем F_о.тр < 1,15·F_о (F_о =10,2·3 м² – паспортное значение поверхности испарителя), т.е. условие выполнено.

 Тепловая нагрузка  на конденсатор:

 Вт.

Поверхность конденсатора, определяем по формуле: ,         (X.8)

где K_к = 1800 Вт/(м²·°C) – коэффициент теплопередачи конденсатора;

°C;

Таким образом, по формуле (X.8) имеем: м².

Причем F_к.тр < 1,15·F_к (F_к = 8,56·3 м² – паспортное значение поверхности конденсатора), т.е. условие выполнено.

Требуемый расход воды, охлаждающей конденсатор:

  ,                             (X.9)

где c – теплоемкость воды, 4,19 кДж/(кг·°С);

ρ – плотность воды, 1000 кг/м³.

Получаем, что по формуле (X.9): м³/ч.

Причем W_к.тр <  W_к (W_к =7,0·3 м³/ч), т.е. условие выполнено.

 

XI. Подбор вентиляторного агрегата

Вентилятор кондиционера должен подать необходимое количество воздуха в помещение и преодолеть сопротивление сети и кондиционера от воздухозабора до воздухораспределителя.

Общие потери давления, Па: ,   (XI.1)

где потери давления на воздухозаборе и в сети воздуховодов, принимаем 200 Па;

потери давления в фильтрах ФР1-3, принимаем 300 Па,

потери давления в воздухонагревателях I и II подогрева (по расчету), Па;

потери давления в форсуночной  камере (по расчету), Па;

потери давления в воздухораспределителе (по расчету), Па;  

Таким образом, по формуле (XI.1):

 Па. 

  Производительность вентилятора: ,                                (XI.2)

где  G_п – расчетный воздухообмен, (G_о = 15465,96 м³/ч);

ρ – плотность воздуха, 1,22 кг/м³.

По формуле (XI.2) получим: м³/ч.

Давление, развиваемое вентилятором, определим по формуле: Па.

По прил. 16 [3] на основании полученных параметров подбираем вентагрегат ВК-Ц4-75-7,1 (индекс 02.40234).

 

Заключение

В результате проведенной  курсовой работы были построены процессы КВ на h–d диаграмме в теплый и холодный периоды года. Было рассчитано и подобрано следующее оборудование:

– кондиционер КТЦ 3-20 номинальной производительностью 20 тыс.м³/ч и максимальной производительностью 25 тыс.м³/ч;

– воздухонагреватели:  I подогрева      ВН 1,

 II подогрева     ВН 1; 

– воздухораспределитель ПРМ 1;

– холодильная машина МКТ – 14-2-0 (3 шт);

– вентиляторный агрегат ВК-Ц4-75-7,1 с электродвигателем 4А132М4 мощностью 11,0 кВт и частотой вращения 1445 об/мин.

Произвели тепловой и  аэродинамический расчет оросительной камеры с помощью ЭВМ.

 

Список использованных источников:

1. Афонин Ю.М. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение. Методические указания к дипломному проектированию – СГТУ, 1997.

2. Афонин Ю.М. Усачев А.П. Системы кондиционирования воздуха и холодоснабжение. Методические указания к выполнению курсовой работы -  СГТУ, 1999.

3. Афонин Ю.М. Усачев А.П. Системы кондиционирования воздуха и холодоснабжение. Методические указания к выполнению курсовой работы. Приложения -  СГТУ, 1999.

4. Барканов Б.В., Карпис Е.Е. Кондиционирование воздуха в промышленных, общественных и жилых зданиях. – М.: Стройиздат, 1982.