, 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:
- Диаметр колеса D = Dном;
- Потребляемая мощность N = 2,2 кВт;
- Число оборотов n = 1420 об./мин;
- 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.
