По результатам расчета тепловыделений составляется тепловой баланс для теплого и холодного периодов года.

В теплый период года сумма теплопоступлений, Вт:

Q_т =Q_nт+ Q_осв+Q_пк,

Q_т =40920+2707,2+1124,55=44751,75 Вт.

В холодный период сумма теплопоступлений, Вт:

W_т = W_пт= 20 кг/ч;

W_х = W_пх= 16 кг/ч;

Q_х = Q_nх +Q_осв.

Q_х = 46400+2293,6=48693,6 Вт.

В теплый и холодный периоды года для всех помещений принимаются влаговыделения от людей W_л.

В помещениях с тепловыделениями по их высоте наблюдается градиент температуры, т.е. температура воздуха выше рабочей зоны имеет значения более высокие, чем температура воздуха в рабочей зоне.

Температуру удаляемого воздуха в помещениях общественных зданий ориентировочно определяем по формуле:

t_у= t_в +* (H-h),

где t_{в -} температура воздуха в помещении, С;

- градиент температуры по высоте помещения, равен 0,8 С/м;

H - высота помещения, 6 м;

h - высота рабочей зоны (обслуживаемой зоны), при сидячем положении людей - 1,5 м.

t_ут= 23+0,8 (6-1,5) = 26,6 С;

t_ух= 20+0,8 (6-1,5) = 23,6 С;

Температура уходящего воздуха определяется для теплого и холодного года в зависимости от удельных избытков явного тепла q, Вт/м³. Условно в курсовой работе примем за избытки тепла Q_т и Q_х.

q = Q/ V,

где Q _- сумма теплопоступлений в помещение летом или зимой, Вт;

V - объем помещения, м³.

q_т = Q_т /V;

q_т =44751,75/ (1728) = 25,89Вт/м³

q_х = Q_х /V;

q_х = 48693,6/ (1728) = 28,179 Вт/м³

Для определения воздухообменов в помещении, тепловых нагрузок на воздухонагреватели и холодильной мощности форсуночной камеры выполняется построение процесса на h-d-диаграмме.

Расчетным режимом является работа кондиционеров в теплый период года.

В настоящее время разработаны такие конструкции воздухораспределителей, которые позволяют подавать в помещение воздух с большим значением разности температур внутреннего и приточного воздуха, что позволяет в теплый период обходиться без калориферов второго подогрева.

Построим процесс изменения состояния воздуха в помещении на h-d-диаграмме (рис.2).

По расчетным параметрам внутреннего воздуха tв и в наносим на h-d-диаграмму точку состояния внутреннего воздуха В. Наносим вспомогательную точку В по d=const вниз, отрезок ВВ характеризует нагрев воздуха в вентиляторе и равен 1-1,5 С.

На выходе из форсуночной камеры воздух имеет относительную влажность _0, равную 95-90 %.

Через точку В проведем луч согласно угловому коэффициенту _n^л до пересечения с ₀ равную 95 %, получим точку О - состояние воздуха на выходе из форсуночной камеры. Воздух нагревается в вентиляторе на 1-1,5є С. Из точки О проводим по d=const отрезок ОП=ВВ. Точка П - состояние приточного воздуха. Проведем луч через точки П и В, это будет луч процесса в помещении. Нанесем на h-d-диаграмму изотерму t_у в теплый период года на пересечении с лучом процесса в помещении получим точку У - состояние уходящего воздуха.

Отрезок ПВУ - характеризует изменение состояния приточного воздуха от точки П до точки У. Точки П, В, У - лежат на луче процесса в помещении.

Воздухообмен в помещении по теплоизбыткам G₀ кг/ч определим по выражению:

G₀=_т * 3,6/ (h_у - h_n).

где _{т -} сумма теплопоступлений в теплый периол года. Вт;

h_у,h_{n -} соответственно энтальпия уходящего и приточного в-ха, кДж/кг.

G₀ = 44751,75*3,6/ (53-35,5) =9206,07 кг/ч.

Необходимо проверить воздухообмен в помещении по санитарным нормам подачи наружного воздуха на одного человека, кг/ч;

G_н =_пL_нn,

где _{п -} плотность воздуха по температуре приточного воздуха, кг/м³;

L_н - минимальное количество наружного воздуха на одного человека, м³/ч;

n - количество людей в помещении;

L_н принимаем для ресторана - 20 м³/ч.

_п=1,229 кг/м³.

G_н = 1,229*20*400=9839 кг/ч.

По температуре наружного воздуха в теплый период t_п и его энтальпии h_н нанесем точку Н - состояние наружного воздуха. Применим прямоточную схему, так как G_н G_{о (}98399206,07), т.е. в помещение подается только наружный воздух.

Обозначим количество расчетного приточного воздуха через G_п. Таким образом, G_п = G_н.

Санитарный перепад температур

t=t_в-t_п,

не должен превышать 10-12С

t= 23-14=9С.

Условие выполняется.

6. Построение процессов кв на h-d диаграмме в теплый и холодный периоды года

6.1 Прямоточная схема летом

За расчетный воздухообмен в холодный период года принимается летний воздухообмен G_п.

Воздух обрабатывается в калорифере первого подогрева, в оросительной камере (адиабатическое. увлажнение).

Нагревание воздуха в вентиляторе не учитывается. Наносим на h-d диаграмму расчетные параметры наружного воздуха в холодный период года t_н и h_н и на пересечении t_н =const и h_н=const получим точку Н - состояние наружного воздуха. Нанесем параметры внутреннего воздуха t_в и _в, для холодного периода года получим точку В - состояние внутреннего воздуха.

Находим состояние уходящего воздуха точку У на пересечении t_у^х =const с лучом процесса _n^х.

Определим ассимилирующую способность приточного воздуха в холодный период

h=Q_х*3,6/ G_п;

h=48693,6*3.6/9839=17,843

гдеQ - теплопоступление в помещение в холодный период года, Вт;

G_п - расчетный летний воздухообмен, кг/ч.

h = h_у - h_п; найдем h_п= h_у - h,

h_п=40 - 17,843 = 22,157 кДж/кг.

На h-d диаграмму наносим h_п=const и на пересечении с лучом процесса получим т. П - состояние приточного воздуха.

Через т. П проводим линию d_п=const и до пересечения с _о=85% получим т. О - состояние в-ха на выходе из камеры орошения.

Проведем через т. О линию h_о=const, а через т.Н. линию d_н=const, на их пересечении получим т. К - состояние воздуха на выходе из калорифера первого подогрева.

Таким образом, отрезок НК - нагревание воздуха в калорифере первого подогрева, КО - адиабатическое увлажнение воздуха в камере орошения, ОП - нагревание воздуха в калорифере второго подогрева и ПУ - изменение состояния приточного воздуха в помещении.

6.3 Расчет потребности тепла и холода. Выбор кондиционера

Дальнейший расчет всего оборудования выполняем по выбранному кондиционеру.

7. Теплотехнический и аэродинамический расчет воздухонагревателей

9. Подбор и расчет воздухораспределительных устройств

где l_П - длина помещения, м;

b_П - ширина помещения, м.

Конструктивно располагаем по площади помещения воздухораспределители по продольным и поперечным рядам и уточняем конструктивное количество воздухораспределителей N и размеры l и b.

Определим расход воздуха через один воздухораспределитель, м³/ч

гдеG_П - количество приточного воздуха, подаваемого в помещение, кг/ч;

_П - плотность приточного воздуха, кг/м³;

N - конструктивное количество воздухораспределителей, шт.

Необходимое сечение площади подводящего патрубка, м²

Где т - коэффициент, учитывающий затухание скорости воздуха в струе, при веерной раздаче, 1,1;

k_с - коэффициент стеснения струи, при веерной струе, 0,8;

_в - нормативная скорость движения воздуха в помещении, м/с (принимаем по холодному периоду);

х - расстояние от воздухораспределителя до сечения струи в месте входа ее в рабочую зону, для веерной струи

Где Н - высота помещения, м;

h_{р. з. -} высота рабочей зоны - 1,5 м.

примем воздухораспределитель ПРМ I, у которого = 0,049 по прил. 11 [3].

Определим допустимую скорость движения воздуха ₀ в подводящем патрубке ВР:

_х принимаем по холодному периоду года.

Действительная скорость движения воздуха ₀^д, м/с

₀^{д -} должна быть равна или менее ₀.

Условие выполняется.

Допустимый перепад температур

t_x=t_o

где п - температурный коэффициент воздухораспределителя - 1,0.

t₀=t_в-t_n=20-14=6 С - действительный перепад температур,

гдеt_в - нормативная температура воздуха в помещении, С;

t_n - температура приточного воздуха, С;

t₀ - принимаем по режиму с большим перепадом температур.

Таким образом, по формуле (IХ.5) имеем:

t_x=6, значит условие выполнено.

Аэродинамическое сопротивление воздухораспределителя

Р_вр =

где - коэффициент местного сопротивления ПРМ, равный 2,6.

10. Подбор холодильных машин (ХМ)

гдеt_{Ж.К. -} конечная температура воды в оросительной камере (принимаем

по расчету оросительной камеры) С;

t_{S2 -} температура воды, выходящей из испарителя, не ниже +6С.

По энтальпии наружного воздуха летом (параметры А) определим температуру наружного воздуха по мокрому термометру. Тогда температура воды, поступающей в конденсатор из вентиляторной градирни

Температура воды, выходящей из конденсатора

Температура конденсации хладагента

10.2. Предварительное определение числа холодильных машин

,

так как минимальное количеств холодильных машин в соответствии с [2] равно 1, поэтому принимаем к установке 1 холодильную машину.

10.3 Действительная холодопроизводительность компрессора

гдеV_пр - объемная производительность компрессора, м³/ч;

q_V - теоретическая удельная объемная холодопроизводительность

хладона 22, кДж/м³

_раб - коэффициент подачи компрессора. _{раб =1}*₂*₃*₄.

Объемный коэффициент подачи хладоновых машин

гдеС - коэффициент мертвого пространства, 0,03-0,05;

Р_К, Р_О - соответственно давление конденсации и испарения, принимается по t_к t_о.

Коэффициент подогрева

где Т_О, Т_К - соответственно температуры испарения и конденсации, К;

₃ = 0,97 - коэффициент плотности;

₄ - 0,95 - коэффициент дроселлирования

_раб=0,93*0,89*0,97*0,95=0,76

QкомQохл, , условие выполняется.

10.4 Мощность компрессора

гдеV_пр - объемная производительность компрессора, м³/ч;

Р_К,Р_О - соответственно давление конденсации и испарения, МПа.

Индикаторная мощность на валу компрессора

где _мех - механический КПД компрессора

при Р_К /Р_О = 57; _мех = 0,9,

при Р_К /Р_О =1113; _мех = 0,8

Мощность, потребляемая электродвигателем из сети

, кВт

где _эл - КПД электродвигателя, 0,850,9.

10.5 Требуемые поверхности теплообмена испарителя и конденсатора

F_{о. тр.} 1,15F_o14.25 < 34.5, где F_о - паспортное значение поверхности испарителя, м².

Тепловая нагрузка на конденсатор, Вт

Поверхность конденсатора

F_{к. тр.} =

где k_к - коэффициент теплопередачи конденсатора, 18002500 Вт/ (м²С).

F_{к. тр.} =

F_{к. тр.} 1,15 F_к, 16.74<23.345, где F_{к -} паспортное значение поверхности конденсатора, м², т. е условие выполнено.

Требуемый расход воды, охлаждающей конденсатор, м³/ч;

гдеС - теплоемкость воды 4,19 кДж/ (кгС);

- плотность воды 1000 кг/м³.

W_{к. тр.} паспортного W_к, 8,6<22.5, т. е условие выполнено.

11. Подбор вентиляторного агрегата

Давление, развиваемой вентилятором, Па

Р_В = 1,1Р

Р_В = 1,1*529.105= 582Па;

По прил. 16 [3] на основании полученных параметров подбираем вентагрегат ВК-Ц4-75-6,3 (индекс 01.41334).

Заключение