Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

кондиционер теплоноситель рециркуляция

Задача данной работы сводится к проектированию секций кондиционера, систем воздухораспределения, выбору вспомогательного оборудования кондиционера, побудителей движения, теплоносителей и регулировке вентиляторов.

В настоящее время нормативными документами предусматривается переход на отопительный период осуществлять при преобладающей температуре наружного воздуха в течение трех дней [1].

В качестве исходных данных для проектирования используем результаты расчета первой части.

Таблица 1 - Расчетные параметры наружного воздуха [1]

Наименование пункта	Расчетная географическая широта, °с.ш.	Барометрическое давление, гПа	Период года	Температура воздуха, °С	Удельная энталь-пия, кДж/кг	Относительная влажность, %	Скорость ветра, м/с	Среднесуточная амплитуда температур, °С
Брянск	52	990	теплый	24,7	53,6	-	0	9,7
			холодный	-26	-	84	6,3	6,6

Теплый период:

Точка В^Т характеризует параметры воздуха в рабочей зоне в теплый период года:

- температура воздуха;

кДж/кг - энтальпия воздуха;

- влагосодержание воздуха;

% - относительная влажность воздуха.

Точка О^Т характеризует параметры приточного воздуха в теплый период года. В нашем случае точка О^Т совпадает с точкой К^Т, характеризующей параметры воздуха на выходе из камеры орошения:

,

кДж/кг,

,

%.

Точка Н^Т характеризует параметры наружного воздуха в теплый период года:

,

кДж/кг,

,

%.

Процессы обработки воздуха:

процесс Н^Т-О^Т - политропный процесс в камере орошения.

процесс О^Т-В^Т - процесс ассимиляции воздухом вредностей в помещении.

Холодный период (рабочее время):

Точка В^Х характеризует параметры воздуха в рабочей зоне в холодный период года:

кДж/кг, , %.

Точка О^Х характеризует параметры приточного воздуха в холодный период года.

, кДж/кг, , %.

Точка Н^Х характеризует параметры наружного воздуха в холодный период года:

, кДж/кг, , %.

Точка характеризует параметры смеси в холодный период года.

, кДж/кг, , %.

Процессы обработки воздуха:

процесс Н^Х-С^Х - смешение наружного и рециркуляционного воздуха в приёмной камере;

процесс Н^Х-С^Х - смешение наружного и рециркуляционного воздуха;

процесс С^Х-О^Х - адиабатный процесс в камере орошения;

процесс О^Х-В^Х - процесс ассимиляции воздухом вредностей в помещении.

Холодный период (нерабочее время):

Точка В^Х характеризует параметры воздуха в рабочей зоне в холодный период года:

кДж/кг, , %.

Точка О^Х характеризует параметры приточного воздуха в холодный период года.

, кДж/кг, , %.

Процесс обработки воздуха:

процесс О^Х-В^Х - процесс ассимиляции воздухом вредностей в помещении.

В проектируемой системе кондиционирования воздуха принят качественный способ регулирования. Для подачи воздуха в количестве м³/ч установлен центральный кондиционер типа КЦ-М-90 с производительностью 108 тыс. м³/ч. Для обеспечения требуемого воздухообмена выбрано 97 воздухораспределителей типа ПРМ_П1.

Выбранная система кондиционирования воздуха не работает в теплый период года в нерабочее время, так как баланс по вредности равен нулю. В зимний период года СКВ используется круглосуточно. В холодный период года в рабочее время применена рециркуляция воздуха из помещения в целях снижения затрат по теплоте в подогревателе первой ступени. В результате расчетов была принята схема воздухообмена «сверху-вниз».

Задачей данной работы является проектирование секций кондиционера: фильтров, воздухонагревателей, секций орошения; проектирование систем воздухораспределения, выбор вспомогательного оборудования кондиционера, побудителей движения, теплоносителей и регулировка вентиляторов. В качестве источника теплоснабжения используется ТЭЦ. В закрытых системах теплоснабжения для подогрева воды в системах горячего водоснабжения потребителей температура воды в подающем трубопроводе должна быть не менее [2]. Так как повышение разности температур в подающей и обратной линии приводит к сокращению требуемого расхода теплоносителя (то есть позволяет уменьшить диаметры трубопроводов), а верхний предел обусловлен надежностью эксплуатации отопительных приборов и условиями невскипания воды в них, то принимаем наибольшую возможную температуру в подающем трубопроводе . Таким образом, отопительный график тепловой сети принимается . Экономически целесообразно применять теплоноситель с повышенными параметрами в системах централизованного теплоснабжения.

1. ВЫБОР ИСТОЧНИКОВ ТЕПЛО- И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЯ

1.1 ВЫБОР ИСТОЧНИКОВ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ

В качестве источника теплоснабжения в большинстве случаев используется ТЭЦ с двухтрубной закрытой (для горячего водоснабжения (ГВС)) системой теплоснабжения [2]. В г. Брянск, как и большинстве регионов центра России, принят график качественного регулирования () со срезкой графика при температуре 120 °С (для обеспечения работоспособности добавок, снижающих коррозию внутренней поверхности труб, и повышения срока службы пенополиуретановой тепловой изоляции) и «изломом» графика качественного регулирования (для обеспечения работы закрытой системы ГВС) при температуре в подающем трубопроводе .

Следует отметить, что как «излом», так и «срезка» температурного графика качественного регулирования параметров теплоносителя в подающем и обратном трубопроводе может привести к нарушению режима теплоснабжения и надежности работы воздухонагревателей, особенно при отрицательных температурах наружного воздуха. Это необходимо проверить при проектировании и выборе поверхностных воздухонагревателей.

Теплоснабжение поверхностных воздухонагревателей второй ступени допускается осуществлять от источника теплоснабжения с постоянными параметрами теплоносителя. Для этой цели возможно использование теплоносителя, подаваемого на горячее водоснабжение или осуществление теплоснабжение от источников с постоянной температурой горячей воды (например, автономных источников теплоснабжения) [2].

Необходимо иметь в виду, что при проектировании источников теплоснабжения СКВ применение графика качественного регулирования со «срезкой» в настоящее время не рекомендуется [2].

1.2 ХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ ПОВЕРХНОСТНЫХ ОХЛАДИТЕЛЕЙ И СЕКЦИЙ ОРОШЕНИЯ

Для холодоснабжения поверхностных воздухоохладителей и секций орошения центральных СКВ следует применять охлажденную воду.

Необходимо выбирать холодильные машины «высокотемпературного» холода и исключать применение хладагентов, оказывающих отрицательное воздействие на озоновый слой Земли, вызывающих «парниковый» эффект и способных вызвать токсичное воздействие на воздух.

При холодильной нагрузке Q_со менее 150 кВт целесообразно применение децентрализованных (автономных) систем холодоснабжения.

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ СЕКЦИЙ КОНДИЦИОНЕРА

2.1 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВОЗДУХОНАГРЕВАТЕЛЯ ПЕРВОГО ПОДОГРЕВА

Расчет подогревателей ведется по методике, изложенной в [4].

2.1.1 Построение температурного графика

Источником теплоснабжения является сетевая вода с температурным графиком . Расчетные данные для построения графика принимаем по [2]. Они представлены в таблице 1.1.

Таблица 2.1 - Расчетные данные для построения температурного графика .

,	,	,
+8	46,7	32,3
+5	62,3	38,6
0	77,1	44,5
-5	91,7	49,8
-10	105,9	55,0
-15	120	59,8
-20	133,7	64,6
-26	150	70



Рисунок 2.1 - Температурный график .

Вследствие того, что невозможно практически обеспечить параметры воды согласно температурному графику при , приходится делать «срезку» температуры теплоносителя на , сохраняя одинаковым перепад температур.

2.1.2 Определение относительных перепадов температур

Проектирование воздухонагревателя первого подогрева выполняется для четырех расчетных режимов: два режима при температуре наружного воздуха (со «срезкой» на и без нее), по одному режиму при температурах наружного воздуха и два промежуточных режима. Параметры воздуха и жидкости на входе и выходе из воздухонагревателя приведены в таблице 1.2.

Таблица 2.2 - Параметры воздушной и водяной сред для расчета.

Режим	,	,	,	,
1	-26	38,9	150	70
2	2,5	30,3	70	41,5
3	-26	38,9	120	40
4	-15	38	120	60
5	-20	38,5	120	53
6	6	27,5	70	51

, (2.1)

где - относительный перепад температур по воздуху;

- конечная температура воздуха;

- начальная температура воздуха;

- начальная температура греющего теплоносителя.

, (2.2)

где - относительный перепад температур по воде;

- конечная температура воды;

- начальная температура воды;

- начальная температура воздуха.

Результаты расчетов сведем в таблицу 1.3.

Таблица 2.3 - Относительные перепады температур по воздуху и воде.

Режим	,	,
1	0,369	0,455
2	0,412	0,422
3	0,445	0,548
4	0,393	0,444
5	0,418	0,479
6	0,336	0,297

2.1.3 Определение относительного расхода воздуха

Относительный расход воздуха определяется по формуле

, (2.3)

где - расход воздуха для обработки в кондиционере, ;

- плотность воздуха, ;

- число кондиционеров, установленных в цехе, ;

- номинальная производительность кондиционера, .

.

2.1.4 Выбор конструкции базовых элементов и схемы обвязки подогревателя

Для любого кондиционера КТЦ3 воздухонагреватели комплектуются из базовых теплообменников, представляющих собой биметаллические элементы с различным количеством рядов трубок (1; 1,5; 2). Они могут изготавливаться в двух вариантах: с обводным каналом (ВНО) или без него (ВН). Воздухонагреватели состоят из одной или нескольких последовательно расположенных по ходу движения воздуха групп теплообменников различной или одинаковой рядности. Для воздухонагревателей, состоящих из нескольких групп теплообменников, рекомендуется принимать параллельную или последовательно-прямоточную схемы обвязки по теплоносителю, используя данные приложения I [4].

В данной курсовой работе выбираем воздухоподогреватель без обводного канала ВН с параллельной обвязкой по воде. Согласно [4] воздухонагреватель выбранной конструкции имеет в своей основе две группы базовых теплообменников с габаритами .

2.1.5 Определение запаса по теплообменной поверхности

По [4] уточняем значения относительных перепадов температур по воздуху и воде, соответствующих реальному процессу теплопередачи при относительном расходе воздуха. Относительные перепады температур для всех расчетных режимов представлены в таблице 1.4.

Таблица 2.4 - Реальные относительные перепады температур по воде и воздуху.

Режим	,	,
1	0,445	0,54
2	0,48	0,49
3	0,45	0,555
4	0,467	0,51
5	0,46	0,52
6	0,5	0,445

Запас по поверхности

,(2.4)

где 0,1 - коэффициент, учитывающий допустимое по техническим условиям на кондиционеры КТЦ-3 отклонение коэффициента теплопередачи.

1 режим

.

2 режим

.

3 режим

.

4 режим

.

5 режим

.

6 режим

.

Запас по поверхности теплообмена в режимах 1,2,4 и 6 превышает допустимый уровень в 10%. Чтобы снизить получившиеся значения запаса по поверхности рекомендуется воспользоваться одним из нижеприведенных способов:

· изменить температурный график теплоносителя;

· изменить схему обвязки базовых элементов;

· выбрать базовые элементы с обводным каналом.

Изменение схемы обвязки по воде с параллельной на последовательно-прямоточную не приводит к получению требуемого запаса по поверхности теплообмена. Выбор базовых элементов с обводным каналом приводит к отрицательным значениям запаса поверхности для первого режима работы, что недопустимо, так как это приведет к недогреву обрабатываемого воздуха до требуемых параметров.

Поэтому принимается решение изменить температурный график теплоносителя с на . Расчетные данные для построения графика принимаем по [2]. Они представлены в таблице 1.5.

Таблица 2.5 - Расчетные данные для построения температурного графика .

,	,	,
+8	41,3	32,3
+5	53,4	38,6
0	64,9	44,5
-2,6	70	47
-5	76	49,8
-10	86,8	55
-15	97,4	59,8
-20	107,8	64,6
-26	120	70

Рисунок 2.2 - Температурный график .

Расчет ведется аналогичным образом, что и для температурного графика . Результаты расчета приведены в следующих таблицах.

Таблица 2.6 - Параметры воздушной и водяной сред для расчета.

Режим	,	,	,	,
1	-26	38,9	120	70
2	-2,6	34,5	70	47
3	6	27,5	70	59
4	-20	38,5	107,5	65

Таблица 2.7 - Относительные перепады температур по воздуху и воде.

Режим	,	,
1	0,445	0,342
2	0,511	0,317
3	0,336	0,172
4	0,459	0,333

Таблица 2.8 - Реальные относительные перепады температур по воде и воздуху.

Режим	,	,
1	0,515	0,39
2	0,55	0,34
3	0,57	0,3
4	0,525	0,37

Таблица 12.9 - Запасы по поверхности.

Режим	, %
1	18,95
2	3,744
3	113,31
4	16,01

В 1 и 4 режиме наблюдается превышение допустимого уровня запаса поверхности в 10%, однако это превышение незначительно. Поэтому на данной стадии расчетов останавливаем свой выбор на температурном графике , выбираем воздухоподогреватель без обводного канала ВН с параллельной обвязкой по воде. Окончательный выбор будет сделан после проведения проверки надежности работы аппарата.

2.1.6 Определение фактического расхода теплоносителя

Фактический расход теплоносителя, обеспечивающий заданную конечную температуру воздуха

, (2.5)

где максимальное из значений ;

значение , определенное по [4];

теплоемкость жидкости, ;

теплоемкость воздуха, ;

расход обрабатываемого в кондиционере воздуха, .

.

2.1.7 Определение расчетного расхода воды

Расчетный расход воды обеспечивает запас по теплопроизводительности при удовлетворении ограничения графика ТЭЦ по температуре обратной воды.

, (2.6)

где максимальное из отношений , определенных для каждого из режимов;

теплоемкость жидкости, ;

теплоемкость воздуха, ;

расход обрабатываемого в кондиционере воздуха, .

.

2.1.8 Оценка возможности замерзания теплоносителя

Опасность замерзания теплоносителя в воздухонагревателе проверяется при расчетной температуре наружного воздуха и при температуре в точке излома температурного графика . Для исключения опасности замерзания необходимо, чтобы во всех режимах скорость воды в трубках была выше , а температура обратной воды на выходе из воздухонагревателя была выше [5].

Таблица 2.10 - Расчетные данные воздушной и водяной сред.

Режим	,	,	,	,	,
1	-26	83	38,9	120	70
2	-2,6	83	34,5	70	47

Таблица 2.11 - Относительные перепады температур.

Режим	,	,
1	0,445	0,342
2	0,511	0,317

Минимальная скорость воды в трубках принятого воздухонагревателя

, (2.7)

где коэффициент, определяемый по [4] в зависимости от числа рядов трубок и способа обвязки элементов воздухонагревателя по воде, ;

относительное изменение температуры воздуха;

относительное изменение температуры жидкости;

относительный расход воздуха.

1 режим

.

2 режим

.

Оценка опасности замерзания по температуре обратной воды на выходе из воздухонагревателя.

, (2.8)

где относительное изменение температуры жидкости;

начальная температура жидкости;

начальная температура воздуха.

1 режим

2 режим

2.1.9 Аэродинамические сопротивления

Потери давления по воздуху

, (2.9)

где массовая скорость воздуха в живом сечении, ;

коэффициенты, зависящие от числа рядов трубок теплообменника , по [4] .

Массовая скорость воздуха во фронтальном сечении

, (2.10)

где площадь фронтального сечения, по [4] ;

расход воздуха, проходящего через теплообменник, .

.

Потери давления по воздуху

.

Потери теплоносителя в воздухонагревателе

, (2.11)

где коэффициент гидравлического сопротивления воздухонагревательной установки, по [4] ;

относительное изменение температуры жидкости;

относительное изменение температуры воздуха;

относительный расход воздуха.

.

2.2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВОЗДУХОНАГРЕВАТЕЛЯ ВТОРОГО ПОДОГРЕВА

2.2.1 Определение относительных перепадов температур

В качестве греющего теплоносителя используем воду из обратной линии теплосети. При этом необходимо перейти от зависимой схемы присоединения отопительного прибора к независимой. Это условие необходимо для того, чтобы снизить потенциал греющей воды, тем самым снизить запас по поверхности. Так как, если подогреватель второго подогрева будет иметь большой запас по поверхности, то невозможно будет добиться заданных параметров воздуха. Отказаться совсем от второго подогрева нельзя, так как будет необходимость использовать электродводчики, что приведет к увеличению капитальных затрат. Единственным минусом предложенной схемы является затраты на обвязку воздухоподогревателя и ее автоматику.

Относительные перепады рассчитываются по формулам 1.1 и 1.2. При этом надо учитывать, что максимальные затраты тепла будут в нерабочее время, так как вредностей по теплоте нет. Следовательно, определяющим критерием является расчетная температура, подаваемая воздухоподогревателем в нерабочее время. Исходные данные для расчета приведены в таблице 1.12

Таблица 2.12 - Параметры воздушной и водяной сред для расчета.

,	,	,	,
14,6	15,3	70	47

.

.

2.2.2 Определение запаса по теплообменной поверхности

По [4] определяем значения относительных перепадов температур по воздуху и воде, соответствующих реальному процессу теплопередачи при расчетном относительном расходе .

Таблица 2.13 - Реальные относительные перепады температур по воде и воздуху.

,	,
0,04	0,99

Запас по поверхности

.

Полученный результат свидетельствует о том, что в холодный период года в рабочее время использовать воздухонагреватель второго подогрева нецелесообразно.

Для получения воздуха с параметрами точки 0^х рекомендуется требуемый нагрев воздуха от точки К^х до точки 0^х осуществлять в кондиционерах-доводчиках (фэнкойлах), установленных перед воздухораспределителями.

Обеспечение параметров воздуха в рабочей зоне (точка В^х) возможно также за счет снижения расхода подаваемого в помещение воздуха, определяемого по уравнению воздухообмена 1.12, в котором удельная энтальпия приточного воздуха, кДж/кг, равна удельной энтальпии воздуха на выходе из секции орошения , кДж/кг,

. (2.12)

2.2.3 Проектирование воздухонагревателя, для компенсации недостатка теплоты в нерабочее время

Для компенсации потерь теплоты, зависящих от температуры наружного воздуха, предлагается работа СКВ с полной рециркуляцией при неизменном количестве приточного воздуха.

В качестве греющего теплоносителя целесообразно использовать горячую воду с температурным графиком качественного регулирования °С. Расчет проводится при температуре наружного воздуха -26 и -2,6°С (соответственно расчетная температура наружного воздуха и температура, соответствующая началу «излома» графика качественного регулирования).

При неизменных параметрах воздуха в рабочей зоне температуру окончания подогрева (точка 0^х_нр) следует определять из совместного решения уравнений 2.13-2.16 (таблица 2.14):

(2.13)

, (2.14)

, (2.15)

. (2.16)

Относительные перепады температур воздуха и греющего теплоносителя для принятых режимов приведены в таблице 2.14 и на рисунке 2.8.

Таблица 2.14 - Относительные перепады температур по воздуху и жидкости

Режим
1	0,0051	0,5102
7	0,00634	0,47575
5	0,00772	0,4535
6	0,0069	0,44047

Определение с использованием номограмм реальных относительных перепадов температур воздуха и теплоносителя и запаса поверхности теплообмена показало, что запас поверхности даже для однорядных базовых элементов значительно превышает допустимые значения. Полученный результат свидетельствует о том, что в холодный период года, как в рабочее, так и в нерабочее время использовать в кондиционере воздухонагреватель нецелесообразно. Полученный результат свидетельствует о том, что в холодный период года в рабочее и в нерабочее время использовать в кондиционере воздухонагреватель нецелесообразно.

Рисунок 2.3 - Номограмма для определения реального перепада

Для получения воздуха с параметрами точки рекомендуется требуемый нагрев воздуха от точки до точки осуществлять в кондиционерах-доводчиках (фэнкойлах).

2.3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СЕКЦИИ ОРОШЕНИЯ

Расчет элементов секции орошения ведется по методике, изложенной в [6].

2.3.1 Исходные данные

Оросительные камеры представляют собой устройства, в которых происходит термовлажностная обработка воздуха разбрызгиваемой водой для сообщения ему заданных температуры и влажности. Для проектирования выбирается форсуночную секцию орошения ОКФ-3 двухрядную исполнение 2 [6]. Камеры орошения ОКФ-3 оснащены эжекционными широкофакельными форсунками ЭШФ 7/10 с равномерным распределением воды по окружности распыла.

В данной курсовой работе расчет процессов в камере орошения ведется для двух периодов: теплого и холодного в рабочее время. В теплый период года процесс в камере орошения - политропный, а в холодный период года - адиабатный. Параметры воздуха до и после камеры орошения приведены в таблице 2.15

Таблица 2.15 - Параметры воздуха до и после камеры орошения.

Период года	Тип параметра	,	,
Теплый	Начальные	24,7	53,6
	Конечные	18	50
Холодный	Начальные	19,8	40,1
	Конечные	15,3	40,1

2.3.2 Расчет камеры орошения для теплого периода

Расчет камеры орошения производим по методике, указанной в [6].

1) коэффициент адиабатной эффективности

, (2.17)

где - начальная температура воздуха, ;

- конечная температура воздуха, ;

- предельная температура воздуха, по hd-диаграмме .

.

2) коэффициент орошения

, (2.18)

где по [6].

.

3) минимальное значение коэффициента орошения

, (2.19)

где расходная характеристика форсунок, по [6] для ЭШФ 7/10 ;

количество работающих форсунок в камере орошения, по [6] ;

расход воздуха в камере орошения, .

.

по коэффициенту орошения условие надежности выполнено.

4) коэффициент политропной эффективности

, (2.20)

Где ,(2.21)

где коэффициент орошения;

коэффициент адиабатной эффективности;

коэффициент, по [6] .

.

.

5) расход воды

, (2.22)

где коэффициент орошения;

расход воздуха в камере орошения, .

.

6) температурный коэффициент

, (2.23)

где коэффициент орошения;

теплоемкость жидкости, ;

коэффициент адиабатной эффективности;

коэффициент политропной эффективности;

коэффициент, определяемый по [6] .

.

7) начальная температура воды

, (2.24)

где - предельная температура воздуха,;

коэффициент орошения;

теплоемкость жидкости, ;

температурный коэффициент;

конечная энтальпия воздуха, ;

начальная энтальпия воздуха, .

.

8) конечная температура воды

, (2.25)

где начальная температура жидкости, ;

коэффициент орошения;

теплоемкость жидкости, ;

конечная энтальпия воздуха, ;

начальная энтальпия воздуха, .

.

9) потери давления в форсунках

, (2.26)

где расход жидкости одной форсункой, определяемый по формуле

, (2.27)

где расход воды в камере орошения, ;

количество работающих форсунок в камере орошения.

.

.

Полученное значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок .

10) потери давления по воздуху зависят только от конструктивного исполнения секции орошения, для ОКФ-3 [7].

Графо-аналитический метод проектирования секции орошения

На практике часто используется графо-аналитический метод расчета секции орошения, так как менее трудоемкий. Для сравнения двух методов проектирования приведем графо-аналитический метод расчета секции орошения для теплого периода.

1) коэффициент адиабатной эффективности был определен в предыдущем расчете .

2) коэффициент политропной эффективности и коэффициент орошения определяются по [6] , .

3) проверка надежности работы секции орошения. Минимальный коэффициент орошения был рассчитан в предыдущем расчете .

по коэффициенту орошения условие надежности выполнено.

4) расход воды для одного кондиционера

.

5) температурный коэффициент

.

6) начальная температура жидкости

.

7) конечная температура жидкости

.

8) по [6] определяем избыточное давление перед коллектором, обеспечивающего потери давления по воде в системе орошения .

Полученное значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок .

9) потери давления по воздуху зависят только от конструктивного исполнения секции орошения, для ОКФ-3 [7].

Результаты расчета секции орошения двумя различными методам различаются незначительно. Графо-аналитический метод проще в исполнении, но поскольку он является приближенным, расчет камеры орошения для холодного периода проведем более точным расчетно-аналитическим методом.

2.3.3 Расчет камеры орошения для холодного периода года

Расчет камеры орошения в холодный период года аналогичен проектированию в теплый период.

1) коэффициент адиабатной эффективности

.

2) коэффициент орошения

.

Минимальное значение коэффициента орошения .

по коэффициенту орошения условие надежности выполнено.

3) коэффициент политропной эффективности

.

.

4) расход воды

.

5) температурный коэффициент

.

6) начальная температура воды

.

7) конечная температура воды

.

8) потери давления в форсунках

.

.

Полученное значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок .

9) потери давления по воздуху: [7].

2.4 ВЫБОР ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ

При создании в помещениях микроклимата с помощью СКВ применяются холодильные машины, вырабатывающие высокотемпературный холод (). В качестве источника холода используется охлажденная вода из оборотной системы водоснабжения.

Расчет производится для теплого периода года, когда расход воды максимальный.

1) начальная температура воды

, (2.28)

где - предельная температура воздуха,;

коэффициент орошения;

теплоемкость жидкости, ;

температурный коэффициент;

конечная энтальпия воздуха, ;

начальная энтальпия воздуха, .

.

2) конечная температура воды

, (2.29)

где начальная температура жидкости, ;

коэффициент орошения;

теплоемкость жидкости, ;

конечная энтальпия воздуха, ;

начальная энтальпия воздуха, .

.

3) температуру холодной воды на выходе из холодильной машины принимается равной .

4) для определения расхода холодной воды составляется уравнения теплового баланса

, (2.30)

где расход смеси, ;

расход холодной воды на выходе из холодильной машины, ;

расход воды из поддона, ;

температуры смеси,

;

температура воды на выходе из холодильной машины,

;

температура воды из поддона,

.

Расход смеси

.

.

Решив систему, получаю

;

.

5) холодопроизводительность машины

, (2.31)

где расход холодной воды на выходе из холодильной машины,

;

теплоемкость воды,

;

конечная температура воды,

;

температура воды на выходе из холодильной машины,

.

.

По полученной холодопроизводительности выбрана холодильная машина 2МКТ 80-2 [8] с хладоагентом хладон R-22, приведеннаяна рисунке 2.14.

1 - приборный щит; 2 - пульт управления; 3 - поршневой компрессор; 4 - фильтр-осушитель; 5 - конденсатор; 6 - испаритель.

Рисунок 2.4 - Холодильная машина 2МКТ 80-2.

Требуемая холодильная нагрузка не превышает 150 кВт, поэтому целесообразно применить децентрализованную систему холодоснабжения [4]. Она является более экономичной по сравнению с централизованной из-за отсутствия баков-аккумуляторов, емкостей для сбора хладоносителя и трубопроводов для его перемещения. Однако для реализации выбранной системы холодоснабжения необходимо выделение на предприятии специального помещения для размещения холодильной станции. Потребуется также разработка мероприятий по защите от шума и вибрации находящегося в непосредственной близости обслуживаемого помещения.

Действительную холодопроизводительность выбранной холодильной машины необходимо определить с помощью настроечной диаграммы, представленной на рисунке 1.5. Определение холодопроизводительности производится при температуре холодной воды на выходе из испарителя холодильной машины °С.



1, 2, 3, 4 - кривые, соответствующие температуре воды на входе в конденсатор холодильной машины t_w1 20, 25 и 30 °С соответственно; 4 - зависимость , соответствующая расчетной температуры воды на входе в конденсатор t_w1= 22,9 °С

Рисунок 2.5 - Зависимости холодопроизводительности Q₀ и потребляемой мощности N_э от температуры холодной воды на выходе из испарителя t_s2 и температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор t_w1 для машины 2МКТ80-2.

Температура воды , поступающей в конденсатор холодильной машины из системы оборотного водоснабжения при использовании вентиляционной градирни, определяется по уравнению [12]

, (2.32)

где -температура наружного воздуха в теплый период года по «смоченному» термометру, определяемого по h-d диаграмме, °С;

- перепад температуры воды в градирне, °C; для вентиляционных градирен

°C (принято °C);

- КПД градирни; для вентиляционных градирен =0,7-0,8 (принято ).

°C.

Найденная с помощью рисунка 2.15 действительная производительность холодильной машины 2МКТ 80-2 равна 177 кВт. Максимальная расчетная холодильная нагрузка секции орошения одного кондиционера КТЦ3-63 Q₀ =64,75 кВт. В этом случае целесообразно холодильную машину использовать для холодоснабжения двух установленных кондиционеров, так как СКВ работает только две смены в сутки.

2.5 Выбор циркуляционного насоса

Для выбора насоса необходимо знать потери давления по контуру циркуляции. Поэтому предварительно составляется схема обвязки секции орошения по воде (рисунок 2.16). При составлении схемы следует предусмотреть:

- возможность получения требуемых процессов обработки воздуха (рециркуляция воды между поддоном и форсунками; смешение воды, поступающей с холодильной станции, и воды из поддона секции орошения);

- установку гибких вставок на всасывающей и нагнетательной стороне (для снижения шума и вибрации);

- обратные клапаны (для исключения попадания воды с источника холода в поддон секции орошения и обеспечения заполнения насоса водой);

- установку насосов серии К(КМ), Д или других типов, предназначенных для перемещения чистых жидкостей с температурой до 80 °С;

- возможность регулирования производительности насоса;

- применение трубопроводов циркуляционного контура из материалов, не подвергаемых коррозии (пластиковые, металлопластиковые, медные трубы).

С учетом указанных рекомендаций выполнена обвязки секции орошения, представленная на рисунок 2.6.

Для выбора насоса и выполнения его регулирования необходимо определить потери давления (напора) по контуру циркуляции (на всасывании, нагнетании, в форсунках, на преодоление высоты подъема жидкости (от оси насоса до верхнего уровня подачи воды к форсункам)) в теплый и холодный периоды года и построить характеристики указанных участков контура и характеристику насоса.

2.5.1 Гидравлический расчет всасывающих участков

Гидравлический расчет для всасывающих и нагнетательных участков следует производить для расчетного периода с максимальным расходом орошающей воды - это теплый период года.

Ориентировочная длина всасывающего участка l_вс=7,15 м.

1) Расчетный диаметр трубопровода

, (2.33)

где - объемный секундный расход воды, м³/с;

- скорость воды в первом приближении м/с.

, (2.34)

- часовой расход воды (жидкости),= кг/ч;

- плотность жидкости, кг/м³.

м³/с.

Диаметр всасывающего трубопровода

.

2) По [9] принимаем медные трубопроводы с наружным диаметром мм и внутренним диаметром мм.

1 - камера секции орошения ОКФ; 2 - поддон; 3 - циркуляционный насос; 4 - напорный бак холодной воды; 5 - приямок; 6 - всасывающая часть циркуляционного контура; 7 - нагнетательная часть циркуляционного контура; 8 - проходной клапан; 9 - гибкая вставка; 10 - клапан; 11- обратный поворотный клапан; 12 - напорный трубопровод холодной воды; 13 - переливной трубопровод холодной воды; 14 - трубопровод отепленной воды; 15,16, 17, 18 - трубопроводы слива; 19 - подпиточный трубопровод воды из водопровода; 20 - коллектор; 21 - трубопровод подвода орошающей воды к стойкам

Рисунок 2.6 - Обвязка по воде элементов секции орошения ОКФ кондиционера КТЦ3-63

3) Фактическая скорость воды в трубопроводе

, (2.35)

м/с.

4) Критерий Рейнольдса

, (2.36)

- кинематическая вязкость жидкости, м²/с.

.

5) Предельные критерии Рейнольдса:

, (2.37)

, (2.38)

- коэффициент эквивалентной шероховатости, для медных труб [9].

;

.

6) Коэффициент гидравлического трения

, (2.39)

.

7) Потери давления на трение

, (2.40)

.

8) Потери давления на местных сопротивлениях

, (2.41)

- сумма коэффициентов местных сопротивлений [21]:

= 0,6 - тройник (на проход); = 0,5 4 = 2 - 4 отвода трубопровода на 90°; - гибкая вставка; = 0,5 - резкое сужение (выход из поддона в трубопровод) и расширение (выход из трубопровода во всасывающий патрубок насоса; - обратный клапан подъемный.

.

9) Общие потери давления на всасывающем участке

, (2.42)

.

2.5.2 Гидравлический расчет нагнетательных участков

Материал трубопроводов нагнетательного участка принят аналогичным участкам на всасывающей стороне 6 насоса.

Нагнетательная часть циркуляционного контура 7 состоит из трех участков: первый участок - от нагнетательного патрубка насоса до коллектора 20 (длина участка ; внутренний диаметр медной трубы 153 мм; м³/с; местные сопротивления: изменения сечения; клапан); второй участок - коллектор 20 (длина участка ; внутренний диаметр медной трубы 153 мм; м³/с; местные сопротивления: тройник (проход)); третий участок - от коллектора 20 до стойки с форсунками (длина участка м; внутренний диаметр медной трубы 103 мм; м³/с; местные сопротивления: клапан; отвод на 90°; изменение сечения).

Потери давления на трение на нагнетании

1) Потери давления на трение на 1- м участке

кПа

2) Потери давления на трение на 2- м участке

кПа

3) Потери давления на трение на 3- м участке

кПа,

где ,

м/с.

Потери давления на местные сопротивления

1) Потери давления на 1-м участке

2) Потери давления на 2-м участке

.

2) Потери давления на 3-м участке



Общие потери давления на нагнетании

.

2.5.3 Выбор циркуляционного насоса

Теплый период года

1) Общие потери давления , кПа,

, (2.43)

где - потери давления на всасывающем участке,

;

- потери давления на нагнетательном участке,

;

- потери давления в форсунках,

;

- потери давления на подъем столба жидкости , определяемые по формуле

, (2.44)

где - ускорение свободного падения,

м/с²;

плотность жидкости, кг/м³;

- высота уровня подъема жидкости на нагнетании, для оросительной секции ОКФ-3 кондиционера КТЦ3-63,

[7].

.

Суммарные расчетные потери давления

.

2) Потери напора (в метрах водяного столба)

, (2.45)

,

,

,

,

,

где ,,, - потери напора на всасывании, нагнетании и в форсунках, потери напора на подъем столба жидкости и суммарные потери напора соответственно, м вод. ст.

3) Получение характеристики сети циркуляционного контура осуществляется графически. Для этого строятся характеристики последовательно соединенных всасывающего и нагнетательного участков, гидравлическая характеристика форсунки (выражения 2.46 -2.49) и строится линия постоянного статического давления (потери напора на подъем столба жидкости) (рисунок 2.13):

, (2.46)

, (2.47)

, (2.48)

, (2.49)

где - гидравлические характеристики сети на всасывании, нагнетании и гидравлическая характеристика форсунки ЭШФ 7/10 соответственно, м/(м³/ч)².

Объемный расход воды (жидкости)

,

где - расход воды в теплый период, = кг/ч.

м³/ч.

- часовой объемный расход (воды) жидкости в теплый период года м³/ч.

.

На рисунке 2.17 приведены характеристики участков циркуляционного контура, построенные по уравнениям 2.46 -2.49.

Рабочая точка Т на суммарной характеристике сети соответствует часовому объемному расходу воздуха =126165,6 м³/ч и потере напора 10,89 м вод. столба.

По [10] выбирается насос типа К160/20 с частотой вращения об/мин - горизонтальный, консольный, одноступенчатый с осевым подводом воды. Характеристика насоса приведена на рисунке 2.7. Без проведения регулирования производительность насоса V_нас =146 м³/ч превышает требуемую.

Для работы насоса по параметрам рабочей точки Т необходимо изменить частоту вращения двигателя насоса. Требуемое число оборотов насоса определяется по уравнению

. (2.50)

об/мин.

Таким образом, чтобы выбранный насос К160/20 работал на заданную сеть, осуществляя подачу к форсункам воду в количестве =126,42 м³/ч, необходимо понизить частоту вращения двигателя насоса с номинальной (об/мин) до требуемой (об/мин).

Холодный период

Объемный расход воды (жидкости), подаваемой к форсункам в холодный период ,

,

где - расход воды (жидкости) в холодный период года, = кг/ч.

м³/ч.

Регулирование подачи требуемого расхода воды производится для того же насоса, который был выбран в теплый период года (тип К160/20; об/мин), изменением частоты вращения двигателя:

об/мин.

Консольный насос К160/20 способен подавать к форсункам и в холодный период года расчетный расход воды 105,31 м³/ч (рабочая точка Х). Для этого необходимо понизить частоту вращения двигателя насоса с номинальной об/мин до об/мин.

Рисунок 2.7 - Графики зависимости характеристик сети насоса К160/20 в теплый период года.

3. Проектирование систем распределения и удаления воздуха. ПРОЕКТИРОВАНИЕ системы рециркуляции

3.1 Исходные данные и предлагаемые решения

Руководствуясь [1,11], приточный воздух необходимо подавать на постоянные рабочие места, если они находятся у источников вредных выделений, от которых невозможно отведение вредностей с использованием местных отсосов.

Для снижения требуемого расхода приточного воздуха и обеспечения допустимой кратности воздухообмена принята схема организации воздухообмена «сверху - вниз» с подачей приточного воздуха на расстоянии от входа в рабочую зону.

Установлены воздухораспределители типа ПРМ_П1 в количестве 100 штук. Минимальное расстояние между плафонами [1].

Удаление воздуха из помещения системами вентиляции следует предусматривать из зон, в которых воздух наиболее загрязнен и имеет более высокую температуру. В случае выделения в рабочей зоне пыли удаление воздуха должно производиться из нижней части помещения.

При использовании рециркуляции забор воздуха необходимо осуществлять из наиболее чистой зоны - это, как правило, рабочая зона.

С учетом выше приведенных рекомендаций отбор воздуха для удаления и подачи на рециркуляцию предлагается производить из рабочей зоны (схема воздухообмена «сверху-вниз»).

Расчетный расход приточного воздуха при качественном регулировании м³/с;

Объемный расход наружного воздуха в холодный период года м³/с. Объемный расход рециркуляционного воздуха в холодный период равен 24,34 м³/с.

Расход удаляемого воздуха L_в в [1] принят для исключения инфильтрации на однократный воздухообмен менее расхода приточного воздуха (L_в=28,42 м³/с).

В теплый период применение рециркуляция (при имеющем место соотношении удельных энтальпий наружного воздуха, воздуха в рабочей зоне и на выходе из секции орошения) с технической и экономической точки зрения нецелесообразно [1]. Поэтому работу СКВ в теплый период следует организовать в прямоточном режиме. В этом случае = м³/с.

Для обеспечения требуемого воздухообмена установлены два совместно работающих кондиционера КТЦ3-63. Кондиционеры могут быть укомплектованы вентиляторами типа ВК-Ц4-75 №16 [7] (с 1998 г. обозначение заменено на ВР 80-75 и ВР 86-77) одностороннего всасывания с частотой вращения n = 465; 540; 595; 645 об/мин. С учетом компоновки кондиционеров, предложенной в [1], вентиляторы у кондиционеров должны быть один правого, а другой левого исполнения.

Для выбора вентилятора с требуемой частотой вращения необходимо провести аэродинамический расчет системы распределения воздуха, схема которой приведена на рисунке 3.1.

Конструктивно приточная система принята коллекторного типа. Коллектор предназначен для подсоединения двух параллельно работающих вентиляторов типовых центральных кондиционеров КТЦ3-63 и десяти воздуховодов, раздающих приточный воздух с помощью воздухораспределителей типа ПРМ_П1.

Для эффективной работы системы воздухораспределения размеры коллектора необходимо выбирать так, чтобы скорость воздуха в коллекторе была бы значительно снижена. Это позволит преобразовать динамическое давление в статическое и, как следствие, повысить равномерность распределения воздуха по раздающим приточным воздуховодам. При аэродинамическом расчете в этом случае можно учесть только потери давления на преодоление местных сопротивлений на входе и выходе из коллектора (резкое расширение и резкое сужение канала для движения воздушного потока).

Параллельно соединенные вентиляторы кондиционеров предварительно затрачивают энергию на преодоление сопротивления при движении воздуха через приточные решетки 1, элементы каждого из кондиционеров 2 (всасывающая сторона (точка В)) и сопротивление в воздуховодах на нагнетательной стороне (от нагнетательного патрубка каждого вентилятора 3 до коллектора 4).

От коллектора 4 воздух по десяти параллельно подключенным воздуховодам 5 подается двумя параллельно работающими вентиляторами через дроссель-клапаны 6 к десяти воздухораспределителям 7 типа ПРМ_П1, установленным на каждом воздуховоде.

Для определения положения рабочей точки (с целью оценки режима работы предварительно установленных параллельно работающих вентиляторов и принятия решения или о выборе вентиляторов с другим числом оборотов, или выборе метода регулирования работы вентиляторов на сеть параллельно работающих воздуховодов) предлагается:

1) Привести характеристики каждого предварительно выбранного вентилятора с учетом потерь на всасывании и нагнетании к общей точке (коллектор 4).

2) Привести к общей точке (коллектор 4) сети параллельно работающих восьми воздуховодов 5.

3) Выполнить регулировку работы вентиляторов и (или), если это необходимо, выбрать вентилятор с другой частотой вращения.

Аналогично производится выбор и регулирование режимов работы двух вентиляторов 4 вытяжной системы (рисунки 3.2).

Забор воздуха, удаляемого из помещения цеха, производится через вытяжные решетки 2, установленные в вытяжных воздуховодах 1, и с помощью аналогичных решеток, установленных в коллекторе 3 . Воздуховоды 1 подсоединяются к общему коллектору 3, помещенному в нижней части помещения для размещения кондиционеров 7 и приточного коллектора (на рисунке 3.2 не показан).

В торцевых участках вытяжного коллектора 3 присоединены всасывающие патрубки двух вытяжных вентиляторов 4, предназначенных для удаления отработавшего воздуха по вытяжной шахте 5 (в теплый период) или частичного направления его по воздуховоду 8 через клапан 7.1.2 на смешение с наружным воздухом, поступающим через регулируемый клапан 7.1.1 (применение рециркуляции в холодный период года).

Регулирование соотношения расхода воздуха, подаваемого на рециркуляцию и удаляемого через вытяжную шахту, производится с помощью дроссель-клапанов 9 и 10 и клапана рециркуляционного воздуха 7.1.2 на приемной секции 7.1.

3.2 Проектирование приточной системы

3.2.1 Потери давления в воздуховоде наружного воздуха

Расчет потерь давления проводится для теплого периода года, когда расход наружного воздуха максимальный и равный расходу приточного воздуха = м³/с.

Для стыковки приточной решетки с клапаном наружного воздуха кондиционера КТЦ3-63, сечение которого равно = =3400х1000 мм [6], размеры решетки приняты равными размерам клапана.

Скорость наружного воздуха в решетке и клапане

м/с,

где - площадь проходного сечения клапана наружного воздуха, м²;

- количество параллельно подключенных кондиционеров.

Так как клапан наружного воздуха присоединяется к приемной решетке, то потерями давления на трение на этом участке всасывающей сети пренебрегаем ().

Потери давления в местных сопротивлениях (в приемной решетке)

Па,

где - коэффициент местного сопротивления решетки с параллельными направляющими лопатками, =1,8 [11].

Общие потери давления в приточной решетке

Па

3.2.2 Потери давления на всасывании вентиляторов

Общие потери давления на всасывающем участке каждого из двух вентиляторов приточной системы складываются из потерь давления в приемной решетке наружного воздуха и потерь давления в секциях кондиционера.

Общие потери давления на всасывающем участке

, (3.1)

где - потери давления соответственно в сухом фильтре для атмосферной и волокнистой пыли ФР2-3 и в секции орошения ОКФ-3; по [6] принято , ;

- соответственно потери давления в приемной решетке и клапане воздушном наружного воздуха кондиционера КТЦ3: = 21,87 Па; = 25 Па ( клапан открыт);

- сопротивление присоединительной секции (сужение поперечного сечения). Сечение присоединительной секции равно 3400х2000 мм; диаметр всасывающего патрубка вентилятора - 1446 мм; соотношение сечений всасывающего патрубка и присоединительной секции А_п/А_пр =[(3,141,446²)/4]/(3,400 2,0)=0,24; =0,37 [11].

, (3.2)

где м/с

Па.

Общие потери давления на всасывающей стороне вентиляторов каждого из кондиционеров:

.

3.2.3 Потери давления на участке нагнетания (до коллектора)

За участок нагнетания принимается часть приточной системы от вентилятора до коллектора приточного воздуха.

Поскольку нагнетательный патрубок вентилятора ВК -Ц4-75 №16 квадратного сечения имеет размеры сторон 1120х1120 мм и коллектор для подключения приточных воздуховодов конструктивно целесообразно выполнить также прямоугольного поперечного сечения. Принимается нагнетательный воздуховод 4 до коллектора 5 тоже прямоугольного сечения. Горизонтальный размер воздуховода принят равным 1800 мм [3]. Другая сторона равна размеру стороны нагнетательного патрубка вентилятора - 1120 мм.

Скорость воздуха в нагнетательном воздуховоде

Потери давления на трение

где - коэффициент трения:,

- коэффициент шероховатости для стальных оцинкованных воздуховодов , = 0,1 мм;

- критерий Рейнольдса,

;

- длина нагнетательного участка. (рисунок 3.4);

- эквивалентный диаметр нагнетательного воздуховода,

м;

- расчетная плотность воздуха, = 1,2 кг/м³;

.

Потери давления на трение

Потери давления на местных сопротивлениях

,

где - i-е местные сопротивления на участке [6]:

- диффузор,

;

- дроссель-клапан,

;- колено 90°,

;

- внезапное расширение,

.

.

Суммарные потери давления от нагнетательного патрубка вентилятора до коллектора

.

Скорость движения воздуха во фронтальном сечении коллектора

м/с.

При такой скорости воздуха потерями давления в самом коллекторе приточной системы можно пренебречь.

3.2.4 Потери давления в распределительных сетях

Количество распределительных воздуховодов (сетей) 6 (рисунок 3.1), выходящих из приточного коллектора 4 принято равным десяти, а расстояние между десятью воздухораспределителями(ВР) ПРМ_П1 7 у всех десяти сетей одинаково (рисунок 3.1 и таблица 3.1). Поэтому во всех сетях потери будут равны и, следовательно, достаточно определить потери давления на одной распределительной сети.

Таблица 3.1 - Расстояние между воздухораспределителями ПРМ_П1

Номер участка	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Расстояние между ВР, м	2,4	2,4	2,4	2,4	2,4	2,4	2,4	2,4	2,4	2,4

За главную магистраль каждой сети следует принимать ту часть воздуховода, где потери давления наибольшие и расход воздуха максимальный. Предварительно за главную магистраль выбирается направление от коллектора 4 к последнему воздухораспределителю ПРМ_П1 (участки с 1 по 10, рисунок 3.1).

Расчет начинается с наиболее удаленного участка сети, до которого потери давления предположительно максимальны (участок 1 на рисунке 3.1.)

Участок 1

Длина участка воздуховода .

По [3] значение размера сторон прямоугольного воздуховода принимается (с учетом возможности подсоединения камеры статического давления и воздухораспределителя ПРМ_П1 с присоединительным патрубком а₀ х b₀= 250 х 250 мм).

Эквивалентный диаметр воздуховода на 1-м участке

м

Скорость воздуха на первом участке

м/с.

Критерий Рейнольдса

.

1- кондиционер КТЦ3-63; 2 - вентилятор ВК-Ц 4-75 №16;

3 - нерегулируемая решетка; 4 - нагнетательный воздуховод;

5 -коллектор; 6 - воздуховод приточной системы;

7, 9, 10 - дроссель-клапан; 1, 2, 3, …, 10 - участки магистрального

воздуховода приточной сети (десять воздуховодов);

1^*, …, 9^* - ответвления на магистральном воздуховоде

Рисунок 3.1 - Расчетная схема приточной системы.

Коэффициент гидравлического трения

.

Потери давления на трение

.

Коэффициенты местных сопротивлений на первом ответветвлении (1*): воздухораспределитель ПРМ ; тройник (на ответвление).

Коэффициенты местных сопротивлений на 1-м участке: воздухораспределитель ПРМ -; отвод 90° - .

.

Потери давления в местных сопротивлениях на 1-м участке

Общие потери давления на участке 1^*(первом ответвлении)

.

Общие потери давления на 1-м участке

.

Таким образом, первым участком магистрали следует принять не участок 1, а первое ответвление 1*, так как из-за значительного местного сопротивления прохода тройника на ответвление общее сопротивление первого ответвления получено больше более протяженного первого участка (45,9 Па вместо 6,62 Па).

Аналогично рассчитываются потери давления на других участках. Результаты расчетов сведены в таблицы 3.2 и 3.3.

Так как потери давления в узлах магистрали и подсоединенных к ним ответвлениях отличаются, то для того чтобы исключить вероятность перераспределения расходов воздуха по участкам необходимо согласовать давление в узлах и потери давления в ответвлениях за счет установки на ответвлениях диафрагм [10].

Потери давления в диафрагме 1-го ответвления определяются по уравнению

, (3.3)

где - потери давления по магистрали от 1-го до i-го участка включительно (давление в i - узле);

потери давления в ответвлении, присоединенном к i-му узлу.

Для ответвления 1*:

.

Гидравлическая характеристика диафрагмы на i-м ответвлении рассчитывается по выражению

, (3.4)

где потери давления в диафрагме, Па;

расход воздуха, проходящего через ответвление, подсоединенное к i-му узлу, м³/с.

Для ответвления 1*:

Па•с²/м⁶.

Таблица 3.2 - Расчет потерь давления в магистрали приточных воздуховодов

Номер расчетного участка	Ширина, м	Высота, м	Расход воздуха, м3/с	Длина участка, м	Скорость воздуха, м/с	Эквивалентный диаметр	Коэффициент местных сопротивлений	Критерий Рейнольдса	Коэффициент гидравлического сопротивления	Потери давления на преодоление сил трения, Па	Потери давления на преодоление местных сопротивлений, Па	Суммарные потери давления, Па	Суммарные потери давления в узлах и магистрали, Па
1	0,315	0,4	0,3	2,40	2,38	0,350	1,3	55574	0,022	0,50	6,12	6,62	45,91
2	0,315	0,4	0,6	2,40	4,86	0,350	0,0	111147	0,019	1,76	0,00	1,76	47,67
3	0,315	0,4	0,9	2,40	7,29	0,350	0,1	166721	0,018	3,72	3,06	6,78	54,45
4	0,5	0,4	1,2	2,40	6,12	0,444	0,0	176600	0,017	2,02	0,00	2,02	56,47
5	0,5	0,4	1,5	2,40	7,65	0,444	0,0	220751	0,017	3,05	0,00	3,05	59,51
6	0,5	0,4	1,8	2,40	9,18	0,444	0,1	264901	0,016	4,28	4,86	9,14	68,65
7	0,7	0,4	2,1	2,40	7,65	0,509	0,0	252860	0,016	2,57	0,00	2,57	71,22
8	0,7	0,4	2,4	2,40	8,74	0,509	0,0	288983	0,016	3,30	0,00	3,30	74,51
9	0,7	0,4	2,7	2,40	9,84	0,509	0,1	325105	0,016	4,11	5,58	9,68	84,20
10	0,9	0,4	3,0	2,40	8,50	0,554	0,6	305655	0,016	2,81	25,0	27,8	112,0

Таблица 3.3 - Расчет ответвлений приточной системы.

Участок	Расход воздуха, м3/с	Длина участка, м	Скорость воздуха, м/с	Размер патрубка воздухораспределителя ПРМ, м х м	Коэффициент местных сопротивлений	Критерий Рейнольдса	Коэффициент аэродинамического спротивления	Потери давления на преодоление сил трния, Па

Подобные документы

• Системы кондиционирования воздуха офиса

  Характеристика теплового баланса - поступления тепла и влаги в помещение. Процессы обработки воздуха в теплый и холодный период года, выбор типоразмера кондиционера и его секций. Холодоснабжение и аэродинамический расчет системы кондиционирования воздуха.
  
  курсовая работа [207,0 K], добавлен 12.03.2011
  

• Строительные нормы и правила: системы кондиционирования воздуха, холодоснабжение

  Разработка системы кондиционирования воздуха в школе г. Одесса. Выбор и обоснование параметров внутреннего и наружного воздуха. Тепловой и влажностный баланс помещений. Выбор центрального кондиционера. Подбор оборудования системы холодоснабжения.
  
  курсовая работа [274,6 K], добавлен 04.09.2014
  

• Системы кондиционирования воздуха

  История создания кондиционеров. Физиологическое воздействие окружающего воздуха. Тепловые комфортные условия. Классификация систем кондиционирования. Работа сплит-системы в условиях низких температур. Расчеты предполагаемой мощности кондиционера.
  
  реферат [4,9 M], добавлен 06.12.2010
  

• Характеристика деятельности компании "ВентСтройИнжиниринт" в сфере систем вентиляции и кондиционирования

  Характеристики и особенности VRV и VRF систем Daikin. Схемы мультизональной системы кондиционирования воздуха. Системы вентиляции и фильтрации воздуха. Схема вентиляции кухни и санузлов жилого дома. Система кондиционирования Daikin Super Multi Plus.
  
  отчет по практике [774,8 K], добавлен 11.11.2012
  

• Автоматизация вентиляционной системы

  Классификация систем кондиционирования. Функциональная схема автоматизации. Состав системы кондиционирования воздуха. Описание принципиальной электрической схемы. Функциональные устройства систем кондиционирования и вентиляции как объекты регулирования.
  
  курсовая работа [613,3 K], добавлен 14.01.2015
  

• Расчет кондиционирования промышленного здания

  Характеристика строящегося здания, установление расчетных параметров наружного и внутреннего воздуха в нем. Баланс тепла и влаги в летний и зимний периоды года. Расчет воздухообмена и полной производительности кондиционера, его выбор и компоновка.
  
  курсовая работа [932,4 K], добавлен 22.11.2010
  

• Проектирование многопролетного железобетонного каркасного механосборочного цеха машиностроительного завода

  Проектирование одноэтажного железобетонного промышленного здания согласно технологических процессов в цехе. Разработка генерального плана участка. План здания на основе модульной системы с унифицированными архитектурно-планировочными шагами и колоннами.
  
  контрольная работа [46,0 K], добавлен 16.07.2011
  

• Проектирование системы отопления, вентиляции и кондиционирования административного здания

  Конструктивная схема административного здания. Теплотехнический и влажностный расчёт ограждающих конструкций. Показатели тепловой защиты. Определение мощности, гидравлический расчет системы отопления. Системы вентиляции и кондиционирования воздуха.
  
  дипломная работа [1003,7 K], добавлен 15.02.2017
  

• История развития кондиционирования воздуха

  Понятие кондиционирования воздуха, основные этапы развития и современные достижения в данной области. Применяемое оборудование для кондиционирования воздуха, его использования. Использование концепции механико-химического охлаждения с помощью хладагентов.
  
  реферат [20,6 K], добавлен 25.02.2011
  

• Проектирование системы отопления здания

  Расчетные параметры наружного и внутреннего воздуха. Теплотехнические характеристики наружных ограждений. Определение мощности, компоновка и гидравлический расчет системы отопления. Расчет нагревательной поверхности. Подбор вспомогательного оборудования.
  
  курсовая работа [98,8 K], добавлен 08.03.2011
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам