Кондиционирование продовольственного магазина в г. Саратове

Министерство образования Российской Федерации

Уральский государственный технический университет — УПИ кафедра «Теплогазоснабжение и вентиляция»

Оценка_____________

КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ ПРОДОВОЛЬСТВЕННОГО МАГАЗИНА

в г. Саратове Курсовая работа

2907.61 127.005 ПЗ

Руководитель: Н.П.

Студент Т.А.

ТГВ-6

Екатеринбург Екатеринбург 2004

1. Исходные данные…3

2. Определение количества выделяющихся вредных веществ и расчет необходимых воздухообменов

2.1. Необходимая величина воздухообмена при расчете по избыткам явной теплоты…4

2.2. Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги…5

2.3. Воздухообмен по борьбе с выделяющимися в помещении вредными газами и парами…5

2.4. Определение расчетного воздухообмена…6

2.5. Определение количества рециркуляционного воздуха…6

3. Построение процессов обработки воздуха на I-d диаграмме

3.1. Определение величины углового коэффициента луча процесса…7

3.2. Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для теплого периода года …8

3.3. Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для холодного периода года…8

4. Расчет основных рабочих элементов установки кондиционирования воздуха и подбор оборудования

4.1. Фильтр…10

4.2. Камера орошения…10

4.3. Воздухонагреватели и воздухоохладители…12

4.4. Холодильные установки…18

4.5. Вентиляторные агрегаты… 19

5. Компоновка и теплохолодоснабжение центральных кондиционеров…20

Библиографический список…23

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

В данной работе расчетным объектом является помещение продовольственного магазина, расположенного в городе Саратове.

Размеры помещения — 42×12×4 м.

Число людей — 200.

Теплопоступления:

— от солнечной радиации Q_с.р.=8,4 кВт;

— от освещения Q_осв.=10,5 кВт;

— от оборудования Q_об=12,1 кВт.

Влаговыделения от оборудования W_об =3,9 кг/ч.

Расчетный теплоносителя — вода, с параметрами:

— для теплого периода — 70/50 °С;

— для холодного периода — 150/70 °С.

Расчетные климатические параметры для г. Саратова при разработке системы кондиционирования приняты:

для теплого периода года (Приложение 8 [1]):

t^Б_ext=30,5°С; I^Б_ext=53,6 кДж/кг;

для холодного периода года (Приложение 8 [1]:)

t^Б_ext= -27°С; I^Б_ext= -26,3 кДж/кг.

Барометрическое давление 990 ГПа.

Расчетные параметры внутреннего воздуха помещения продовольственного магазина приняты:

для теплого периода года:

t_в=24°С; I_в=43 кДж/кг; ц=40%;

для холодного периода года:

t_в= 22 °C; I_в= 39 кДж/кг; ц=40%.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА ВЫДЕЛЯЮЩИХСЯ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ И РАСЧЕТ НЕОБХОДИМЫХ ВОЗДУХООБМЕНОВ.

2.1. Необходимая величина воздухообмена при расчете

по избыткам явной теплоты.

, кг/ч, (2.1)

где: Q_я — избыточный поток явной теплоты в помещение, кВт;

t_в — температура в рабочей зоне, °С;

t_п — температура приточного воздуха, °С;

с_в — удельная теплоемкость воздуха, с_в=1 кДж/(кг°С).

Температура приточного воздуха t_п определяется по формуле:

t_п = t_в - Дt , °С (2.2)

где: Дt — температурный перепад, согласно принимаем Дt = 3 °C.

Расчет теплоизбытков производится следующим образом.

Т е п л ы й п е р и о д

Qя = Q^{я_л + Q_с.р. + Q_осв + Q_об , кВт, (2.3)}

где: Q^{я_л — теплопоступления от людей, кВт;}

Q^{я_л = q_яn, (2.4)}

q_я — поток явной теплоты, выделяемой одним человеком, кВт.

Q^{я_л = 0, 071×200=14,2 кВт}

Qя = 14,2+8,4+10,5+12,1=45,2 кВт

tп = 24−3=21°С

кг/ч

Х о л о н ы й п е р и о д

Qя = Q^{я_л + Q_осв + Q_об , кВт (2.5)}

Q^{я_л = 0,085×200=17,0 кВт}

Qя = 17,0+10,5+12,1=39,6 кВт

tп = 22−3=19°С

кг/ч

2.2. Воздухообмен по ассимиляции выделяющейся влаги.

, кг/ч, (2.6)

где: d_в — влагосодержание удаляемого воздуха, г/кг;

d_п — влагосодержание приточного воздуха, г/кг;

W — избыточные влаговыделения в помещении, г/ч

W = g_wn + 1000W_об , (2.7)

где: d_w — влаговыделение одним человеком, г/ч

Т е п л ы й п е р и о д

W =107×200 + 1000×3,9 = 25 300 г/ч

кг/ч

Х о л о н ы й п е р и о д

W =91×200 + 1000×3,9 = 22 100 г/ч

кг/ч

2.3 Воздухообмен по борьбе с выделяющимися в помещении

вредными газами и парами.

, кг/ч, (2.8)

где: с_в — плотность воздуха, с_в = 1,2 кг/м^3;

z_п — предельно допустимая концентрация вредных веществ в воздухе, удаляемом из помещения, г/м^3;

z_в — концентрация вредных веществ в приточном воздухе, г/м^3;

Z — количество вредных веществ, поступающих в воздух помещения, г/ч.

, кг/ч

Результаты расчета воздухообменов сведены в таблицу 2.1.

Таблица2.1.

Воздухообмен для расчетного помещения.

2.4. Определение расчетного воздухообмена.

В качестве расчетного воздухообмена принимается максимальное значение из G₁, G₂ , G_3.

G = 54 240 кг/ч

2.5. Определение количества рециркуляционного воздуха

Gр ^{= G — G_н , кг/ч (2.9)}

где: G_н — количество наружного воздуха.

Для нахождения G_н определяется минимальное количество наружного воздуха, подаваемого в помещение:

G^{min_н =с_вnl, кг/ч, (2.10)}

где: l — количество наружного воздуха на 1 человека, м^3/ч.

G^{min_н =1,2×200×20 = 4800 кг/ч}

Полученное значение G^{min_н сравнивается с величиной расчетного воздухообмена по борьбе с выделяющимися газами и парами G₃:}

G^{min_н < G₃}

4800 < 6000

Принимаем G_н = 6000 кг/ч

Gр ^{= 54 240 — 6000 =48 240 кг/ч}

3. ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССОВ ОБРАБОТКИ ВОЗДУХА

НА I-d ДИАГРАММЕ.

Исходными данными для построения процесса тепловлажностной обработки воздуха являются расчетные параметры наружного воздуха — t_н и I_н (точка Н), заданные параметры внутреннего воздуха — t_в и I_в (точка В).

3.1. Определение величины углового коэффициента луча процесса.

, кДж/кг влаги, (3.1)

где: Q_п — избыточный поток полной теплоты в помещении, кВт;

Qс — избыточный поток скрытой теплоты в помещении, кВт

, кВт, (3.2)

где: I_в.п — энтальпия водяного пара при температуре t_в , кДж/кг,

Iв.п =2500 + 1,8 t_в , кДж/кг, (3.3)

q_с — поток скрытой теплоты, выделяемой 1 человеком, кВт.

Т е п л ы й п е р и о д

Iв.п =2500 + 1,8×24 = 2543,2 кДж/кг

, кВт

кДж/кг влаги

Х о л о н ы й п е р и о д

Iв.п =2500 + 1,8×22 = 2539,6 кДж/кг

, кВт

кДж/кг влаги

Процесс обработки воздуха в кондиционере осуществляется по схеме с первой рециркуляцией.

3.2. Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для теплого периода года.

Исходными данными для построения процесса тепловлажностной обработки воздуха являются расчетные параметры наружного воздуха — t_н и I_н (точка Н); заданные параметры внутреннего воздуха — t_в и I_в (точка В); расчетный воздухообмен — G; количество рециркуляционного воздуха — G_р; количество наружного воздуха — G_н; величина углового коэффициента — .

Через точку В проводится луч процесса до пересечения с изотермой температуры приточного воздуха t_п . Из точки П проводится линия d_п=Сonst до пересечения с кривой I=95% в точке О, параметры которой соответствуют состоянию обрабатываемого воздуха на выходе из камеры орошения. Отрезок ОП' характеризует процесс нагревания воздуха в воздухонагревателе второго подогрева, П’П — подогрев воздуха на 1ч1,5°С в вентиляторе и приточных воздуховодах.

Из точки В вверх по линии d_в=Сonst откладывается отрезок ВВ', соответствующий нагреванию воздуха, удаляемого из помещения рециркуляционной системой, в вентиляторе и воздуховоде. Отрезок В’Н характеризует процесс смешения наружного и рециркуляционного воздуха. Влагосодержание смеси находится из выражения:

, г/ч (3.4)

г/ч

Пересечение линий В’Н и d_с=Сonst определяет положение точки С, характеризующей параметры воздуха на входе в камеру орошения.

3.3. Построение на I-d диаграмме процессов обработки воздуха в кондиционере с первой рециркуляцией для холодного периода года.

Исходными данными для построения процесса тепловлажностной обработки воздуха являются расчетные параметры наружного воздуха — t_н и I_н (точка Н); заданные параметры внутреннего воздуха — t_в и I_в (точка В); расчетный воздухообмен — G; величина углового коэффициента — .

9Для определения параметров приточного воздуха находится его ассимилирущая способность по влаге:

, г/кг (3.5)

и вычисляется влагосодержание приточного воздуха:

d_п = d_в — Дd , 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 d_п=Сonst в точке П, которая характеризует состояние приточного воздуха при условии сохранения в холодный период года расчетного воздухообмена. Пересечение линии d_п=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 I_о=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 54 240 кг/ч, выбираем кондиционер КТЦ60, с масляным самоочищающимся фильтром.

Характеристики фильтра:

площадь рабочего сечения — 6,31 м²

удельная воздушная нагрузка — 10 000 м³ ч на 1 м²

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 1800 мм.

Конструктивные характеристики:

— номинальная производительность по воздуху 60 тыс. м³/ч

— высота и ширина сечения для прохода воздуха 2003×3405 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 выбираем коэффициент орошения В, коэффициент полного орошения Е и диаметр выпускного отверстия форсунок:

В=1,8

Е=0,95

Ш=3,5 мм

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

Е=0,96×0,95=0,91

5. Вычисляем начальную и конечную температуру воды t_wн t_wк , совместно решая систему уравнений:

t_wн = 6,1°С

t_wк = 8,5°С

6. Вычисляем массовый расход воды:

G_w = BxG = 1,8×54 240 = 97 632 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]:

Р_ф = 2,1 кгс/см²

9. Определяем аэродинамическое сопротивление форсуночной камеры орошения:

ДР = 1,14 (pv)^1,81 = 1,14×1,84^1,81 = 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. 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.

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 F_ф , 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: t_н , t_к — начальная и конечная температура обрабатываемого воздуха, °С, t_г,t_о-температура теплоносителя на входе и выходе из воздухонагревателя,°С,

t_wг,t_wо-температура охлажденной воды на входе и выходе из воздухоохладителя, °С.

4. Согласно 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 Z_у округляются до ближайших больших Z^'_у .

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

F_у = F_р 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 ;

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

d_п.п — внутренний диаметр присоединительных патрубков, равный для всех типов теплообменников d_п.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 2ч2,5 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):

ДН_у = Ащ² , кПа, (4.17)

где: А — коэффициент, зависящий от количества труб в теплообменнике и его высоте и принимаемый согласно.

9. Определяется аэродинамическое сопротивление установки:

— с однорядными теплообменниками

ДР_у = 7,5(сн)_ф^1,97R² Z^'_у , Па, (4.18)

— с двухрядными теплообменниками

ДР_у = 11,7(сн)_ф^1,15R² Z^'_у , Па, (4.19)

Значение R определяется по в зависимости от среднеарифметической температуры воздуха.

Расчет водухонагревателя.

1. F_ф = 6,63 м²

2. кг/(м²с)

3.

4. Выбираем:

Схема 1:

Схема 2:

Схема 4:

5. Схема 1:

Z_у = 0,59 ; Z^'_у = 1

Схема 2:

Z_у = 0,63 ; Z^'_у = 1

Схема 4:

Z_у = 0,54 ; Z^'_у = 1

6. F_у = 113×1 =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. ДН_у = 26,683×0,37² =3,65 кПа,

9. ДР_у = 7,5×2,27^1,97 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. 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: А_х — 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 А_х = 1,15 ч 1,2 , более 200 кВт А_х = 1,12 ч 1,15;

I_н , I_к — 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

t_конд = t_к.к + (3ч4), °С, (4.22)

— температура переохлаждения холодильного агента

t_п.х = t_к.н + (1ч2), °С, (4.23)

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

t_к.н — температура охлаждающей воды перед конденсатором, ориентировочно принимаемая t_к.н = 20 °C;

t_к.к — температура воды на выходе из конденсатора, принимаемая на 3ч4°С больше t_к.н ,°С.

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

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

, кВт, (4.24)

где: Q_х.с — холодопроизводительность холодильной машины в стандартном режиме, кВт;

л_с , л_р — коэффициенты подачи компрессора при стандартном и рабочем режимах;

q_vc , q_vp — объемная холодопроизводительность при стандартном и рабочем режимах, кДж/м³.

Коэффициент л_с принимается равным л_с=0,76, а величина л_р определяется согласно.

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

, кДж/м³ , (4.25)

где: i_и.х — энтальпия паровой фазы хладагента при t_и.х , кДж/кг;

i_п.х — энтальпия жидкой фазы хладагента при t_п.х , кДж/кг;

v_и.х — удельный объем паров хладагента при t_и.х , кг/м³.

4. Согласно подбирается 2 ч 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 Q_х.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 = D_ном;

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.