,г/кг                                                          (3.5)

и вычисляется влагосодержание приточного воздуха:

                                                  dп = dв – Δd ,г/кг                                                       (3.6)

 г/кг

dп = 6,8 – 0,4 =6,4,г/кг     

Через точку В проводится луч процесса до пересечения с линией dп=Сonst в точке П, которая характеризует состояние приточного воздуха при условии сохранения в холодный период года расчетного воздухообмена. Пересечение линии dп=Сonst с кривой I = 95% определяет точку О, соответствующую параметрам воздуха на выходе из камеры орошения. Отрезок ОП характеризует процесс в воздухонагревателе второго подогрева. По аналогии с п.3.2 строится процесс смешения наружного и рециркуляционого воздуха (отрезок НВ) и определяются параметры смеси:

 г/ч

Из точки С проводится луч процесса нагревания воздуха в воздухонагревателе первого подогрева до пересечения с адиабатой Iо=Const в точке К, соответствующей параметрам воздуха на входе в камеру орошения.

4.    РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ РАБОЧИХ ЭЛЕМЕНТОВ УСТАНОВКИ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА И ПОДБОР ОБОРУДОВАНИЯ.

4.1. Фильтр.

   Для проектируемой системы центрального кондиционирования воздуха, с расходом 54240 кг/ч, выбираем кондиционер КТЦ60, с масляным самоочищающимся фильтром.

Характеристики фильтра:

-           площадь рабочего сечения - 6,31 м2

-         удельная воздушная нагрузка – 10000 м3 ч на 1м2

-         максимальное сопротивление по воздуху ~10 кгс/м2

-         количество заливаемого масла – 585 кг

-         электродвигатель АОЛ2-21-4, N=1,1 кВт, n=1400 об/мин

4.2. Камера орошения.

Расчет:

1. Выбор камеры орошения по производительности воздуха:

м3/ч                                          (4.1)

Принимаем форсуночную двухрядную камеру орошения типа Кт длинной 1800мм.

Конструктивные характеристики:

-          номинальная производительность по воздуху 60 тыс. м3/ч

-          высота и ширина сечения для прохода воздуха 2003х3405 мм

-          площадь поперечного сечения 6,81 м2

-          номинальная  весовая  скорость  воздуха  в поперечном  сечении           2,94 кгс/(м2 °С)

-          общее число форсунок при плотности ряда 24шт/м2 ряд) – 312 шт./м2

2. Определяем массовую скорость воздуха в поперечном сечении камеры орошения:

 , кг/(м2с)                              (4.2)

3. Определяем универсальный коэффициент эффективности:

                                    (4.3)

4.      Согласно [3] выбираем коэффициент орошения В, коэффициент полного орошения Е и диаметр выпускного отверстия форсунок:

В=1,8

Е=0,95

Ø=3,5 мм

Так как (pv) < 3 кг/(м2 с), то для Е´ вводим поправочный коэффициент 0,96:

Е=0,96х0,95=0,91

5. Вычисляем начальную и конечную температуру воды twн  twк , совместно решая систему уравнений:

twн = 6,1°С

twк = 8,5°С

6. Вычисляем массовый расход воды:

Gw = BxG = 1,8х54240 = 97632 кг/ч                                   (4.4)

7. Определяем пропускную способность одной форсунки:

кг/ч                                          (4.5)

8. По диаметру выпускного отверстия и пропускной способности форсунки определяем давление воды перед форсункой, согласно [3]:

Рф = 2,1 кгс/см2

9. Определяем аэродинамическое сопротивление форсуночной камеры орошения:

ΔР = 1,14 (pv)1,81 = 1,14 х 1,841,81 = 3,43 кгс/м2                  (4.6)

4.3. Воздухонагреватели и воздухоохладители.

     Воздухонагревательные и воздухоохладительные установки собираются из одних и тех же базовых унифицированных теплообменников, конструктивные характеристики представлены в [2]. Число и размеры теплообменников, размещаемых во фронтальном сечении установки, однозначно определяются производительностью кондиционера.

     Базовые теплообменники могут присоединятся к трубопроводам тепло-холодоносителя по различным схемам согласно [2].

     Расчет воздухонагревательных и воздухоохладительных установок состоит из следующих операций:

1.         По известной величине расчетного воздухообмена G, согласно [2], выбирается марка кондиционера и определяется площадь фасадного сечения Fф ,м2.

2.         Вычисляется массовая скорость воздуха в фасадном сечении установки:

 , кг/(м2с)                                         (4.7)

3.         Определяются температурные критерии:

-          при нагревании воздуха

,                                                                                        (4.8)

   ,                                                                      (4.9)

-          расход теплоносителя

 , кг/ч                                                                (4.10)

где: tн , tк – начальная и конечная температура обрабатываемого воздуха, °С, tг,tо–температура теплоносителя на входе и выходе из воздухонагревателя,°С,

twг,twо–температура охлажденной воды на входе и выходе из воздухоохладителя, °С.

4.         Согласно [2] находятся все возможные схемы компоновки и присоединения, базовых теплообменников к трубопроводам тепло-холодоносителя, соответствующие производительности принятой марки кондиционера. Для каждой схемы определяется величина компоновочного фактора .

5.         Для каждой выбранной схемы определяется общее число рядов теплообменников по глубине установки:

                                      (4.11)

При этом для воздухонагревателей принимается D=7,08; для воздухоохладителей – D=8,85.

Полученные значения Zу округляются до ближайших больших Z'у .

6.         Для каждого компоновочного варианта установки находится общая площадь поверхности теплообмена:

 Fу = Fр Z'у ,м2                                                  (4.12)

и вычисляется запас в площади по сравнению с её расчетным значением:

 ,                                              (4.13)

7.         Для всех принятых схем определяется величина площади живого сечения  для прохода тепло-холодоносителя:

 , м2 ,                                             (4.14)

и находится скорость воды в трубках хода и присоединительных патрубках:

, м/с,                                       (4.15)

, м/с,                                 (4.16)

где:  –  значение компоновочного фактора для выбранной схемы, уточненное для фактического числа рядов  труб Z'у ;

          ρw – средняя плотность воды в теплообменнике, принимаемая для воздухонагревателей  первого и второго подогрева соответственно951 и 988 кг/м3 и для воздухоохладителей ρw = 998 кг/м3;

          dп.п – внутренний диаметр присоединительных патрубков, равный для всех типов теплообменников dп.п = 0,041 м;

          Х – число параллельно присоединенных входящих патрубков в ряду.

          Последующие расчеты производятся для схемы компоновки базовых теплообменников с наибольшим запасом площади теплообмена. Но если при этом скорость воды в трубках или в присоединительных патрубках будет превышать 2÷2,5 м/с, то в качестве расчетной следует принять схему с меньшим значением компоновочного фактора.    

8.         Находится гидродинамическое сопротивление теплообменной установки (без соединительных и подводящих патрубков):

ΔНу = Аω2 , кПа,                                               (4.17)

где: А – коэффициент, зависящий от количества труб в теплообменнике  и его высоте и принимаемый согласно [2].

9.         Определяется аэродинамическое сопротивление установки:

-          с однорядными теплообменниками

ΔРу = 7,5(ρν)ф1,97R2 Z'у ,Па,                                        (4.18)

-          с двухрядными теплообменниками

ΔРу = 11,7(ρν)ф1,15R2 Z'у ,Па,                                        (4.19)

Значение R определяется по [2] в зависимости от среднеарифметической температуры воздуха.

Расчет водухонагревателя.

1.      Fф = 6,63 м2

2.       кг/(м2с) 

3.     

4.      Выбираем:

Схема 1:       

Схема 2:    

Схема 4:        

5.      Схема 1:

 Zу = 0,59 ;    Z'у =  1

        Схема 2:

 Zу = 0,63 ;    Z'у =  1                                                                                                                      

        Схема 4:

 Zу = 0,54 ;    Z'у =  1      

6.      Fу = 113 х 1 =113 м2   

      Схема 1:          

      Схема 2:                                                                                                                                                     

      Схема 4:           

7.      Схема 1:   

  м2   

 м/с                                      

 м/с  

     Схема 2:      

   м2   

 м/с                                      

 м/с  

     Схема 4:      

   м2   

 м/с                                      

 м/с  

Для дальнейших расчетов выбираем схему 4.

8.      ΔНу = 26,683 х 0,372 =3,65 кПа,  

9.      ΔРу = 7,5 х 2,271,97 х 0,982 х 1 = 36,2,Па    

4.4. Холодильные установки.

    В центральных и местных системах кондиционирования воздуха для получения холода широко применяются агрегатированные фреоновые холодильные машины, объединяющие компрессор, испаритель, конденсатор, внутренние коммуникации, арматуру, электрооборудование и автоматику. Их технические характеристики приведены [2]. Расчет холодильной установки сводится к определению её холодопроизводительности  и подбору соответствующей ей марки машины.

Расчет производится в следующем порядке:

1.      Вычисляется холодопроизводительность установки в рабочем режиме:

, кВт,                                            (4.20)

где: Ах – коэффициент запаса, учитывающий потери холода на тракте хладагента, холодоносителя и вследствие нагревании воды в насосах и и принимаемый для машин с холодопроизводительностью до 200 кВт             Ах = 1,15 ÷ 1,2 , более 200 кВт Ах = 1,12 ÷ 1,15;

        Iн , Iк – энтальпия воздуха на входе в камеру орошения  и выходе из неё.

2.      Определяются основные температуры, характеризующие режим работы холодильной установки:

-          температура кипения холодильного агента

 , °С,                                                               (4.21)

-          температура конденсации холодильного агента

 tконд = tк.к  + (3÷4) , °С,                                                           (4.22)

-          температура переохлаждения холодильного агента

tп.х  = tк.н  + (1÷2) , °С,                                                           (4.23)

где: tн.х  – температура воды на входе в испаритель и на выходе из него, °С;

        tк.н  – температура охлаждающей воды перед конденсатором, ориентировочно принимаемая tк.н = 20°С;

        tк.к  – температура воды на выходе из конденсатора, принимаемая на 3÷4°С больше tк.н ,°С.

Температуру кипения хладагента в испарителе следует принимать не ниже 2°С, причем температура воды, выходящей из испарителя, не должна быть ниже 6 °С.

3.      Хоодопроизводительность установки, требуемая в рабочем режиме, приводится к стандартным условиям (tн.х =5°C,  tконд=35°С, tп.х =30°С):

 , кВт,                                            (4.24)

где: Qх.с – холодопроизводительность холодильной машины в стандартном режиме, кВт;

         λс , λр – коэффициенты подачи компрессора при стандартном и рабочем режимах;

         qvc , qvp – объемная холодопроизводительность при стандартном и рабочем режимах, кДж/м3.

        Коэффициент  λс принимается равным λс=0,76, а величина λр определяется согласно  [2].

       Объемная холодопроизводительность при стандартных условиях принимается равной qvc=2630 кДж/м3, а величина qvp определяется по формуле:

 , кДж/м3 ,                                     (4.25)

где: iи.х – энтальпия паровой фазы хладагента при tи.х , кДж/кг;

        iп.х – энтальпия жидкой фазы хладагента при tп.х , кДж/кг;

        vи.х – удельный объем паров хладагента при tи.х ,кг/м3.

4.      Согласно [2] подбирается 2 ÷ 4 однотипных холодильных машины  и из них компонуется общая установка. При этом суммарная холодопроизводительность принятого числа машин должна равняться вычесленному по формуле (2.19) значению Qх.с .

4.5.           Вентиляторные агрегаты.

       Для комплектации центральных систем кондиционирования воздуха используют вентиляторные агрегаты одностороннего и двустороннего всасывания.

   Принимаем вентилятор ВР-86-77-5:

1. Диаметр колеса D = Dном;
2. Потребляемая мощность N = 2,2 кВт;
3. Число оборотов n = 1420 об./мин;
4. Двигатель АИР90L4.

5.    КОМПОНОВКА И ТЕПЛОХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ

ЦЕНТРАЛЬНЫХ КОНДИЦИОНЕРОВ.

       Центральные кондиционеры КД и КТЦ собираются из типовых рабочих и вспомогательных секций. На рис.5.1 показана компоновка кондиционера, работающего с первой рециркуляцией. Наружный воздух через приемный клапан  поступает в смесительную секцию, где смешивается с удаляемым из помещения рециркуляционным воздухом. Смесь воздуха очищается от пыли в фильтре и поступает в воздухонагреватель первой ступени. Подогретый воздух подвергается тепловлажностной обработке в секции оросительной камеры и нагревается в секции воздухонагревателя второго подогрева. Обработанный в кондиционере воздух подается в обслуживаемое помещение с помощью вентиляторного агрегата.

        Рабочие секции (воздухонагреватели, фильтр, камера орошения) соединяются между собой с помощью секций обслуживания, а вентиляторный агрегат – с помощью присоединительной секции. Рабочие и вспомогательные секции устанавливаются на подставках. Расход рециркуляционного воздуха регулируется воздушным клапаном, а количество наружного – приемным клапаном. Регулирование расхода теплоносителя через секции воздухонагревателей производится регуляторами расхода. Удаление воздуха из системы теплоснабжения осуществляется через воздухосборники.

        В теплый период года для охлаждения поступающей в камеру орошения воды используется холодильная установка, в состав которой входят: компрессор, конденсатор, испаритель и регулирующий вентиль. Циркуляция холодоносителя обеспечивается насосной группой. Переключение камеры орошения с политропического режима на диабатический производится трехходовым смесительным клапаном.

Библиографический список

1. СНиП 2.04.05-91* Отопление, вентиляция и кондиционирование. М.: ГУП ЦПП, 2001. 74 с.

2. Иванов Ю.А., Комаров Е.А., Макаров С.П. Методические указания по выполнению курсовой работы "Проектирование кондиционирования воздуха и холодоснабжение". Свердловск: УПИ, 1984. 32 с.

3. Справочник проектировщика. Под ред. Староверова И.Г. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть2. Вентиляция и кондиционирование воздуха. М.: Стройиздат. 1978. 502с.

Страницы: 1, 2