Kliknutím na tlačítko "Stáhnout archiv" si zdarma stáhnete potřebný soubor.
Před stažením tohoto souboru si zapamatujte ty dobré eseje, kontrolní, semestrální práce, teze, články a další dokumenty, které nejsou nárokovány ve vašem počítači. To je vaše práce, měla by se podílet na rozvoji společnosti a prospívat lidem. Najděte tato díla a odešlete je do znalostní báze.
My a všichni studenti, postgraduální studenti, mladí vědci, kteří využívají znalostní základnu při svém studiu a práci, vám budeme velmi vděční.
Chcete-li stáhnout archiv s dokumentem, zadejte do pole níže pětimístné číslo a klikněte na tlačítko "Stáhnout archiv"
Podobné dokumenty
Popis konstrukce domácí chladničky. Výpočet tepelného zisku ve skříni. Tepelný výpočet chladicího stroje. Tepelný zisk při otevření dveří zařízení. Výpočet pístového kompresoru a výměníků tepla. Zdůvodnění výběru základních materiálů.
semestrální práce, přidáno 14.12.2012
Stanovení kapacity chladničky, výpočet její plochy. Požadovaná tloušťka izolace. Skříně chladniček. Přenos tepla přes ploty. Doba chlazení produktu. Výpočet a výběr vzduchových chladičů.
semestrální práce, přidáno 04.09.2012
obecné charakteristiky a princip činnosti chladicí jednotky mlékárna, jeho studie proveditelnosti. Metoda pro výpočet konstrukční plochy chladničky. Tepelný výpočet převzaté chladničky. Výpočet a výběr vybavení komory.
semestrální práce, přidáno 03.06.2010
Návrhový výpočet vzduchového chladiče horizontálního typu. Využití nízkopotenciálních druhotných energetických zdrojů. Stanovení tepelné zátěže chladničky, hmotnostního a objemového průtoku vzduchu. Tepelná a exegetická bilance chladničky.
semestrální práce, přidáno 21.06.2010
Popis konstrukce dvoukomorové kompresní chladničky. Chladiče ve skříni chladničky. Tepelný výpočet chladicího stroje. Zdůvodnění výběru základních materiálů. Výpočet pístového kompresoru, výměníků tepla, kapiláry.
semestrální práce, přidáno 8.7.2013
Princip fungování chladničky, proces chlazení. Klasifikace domácích chladniček, hlavních konstrukčních bloků. Výpočet chladicího cyklu, výparníku, kondenzátoru a tepelné zátěže domácí kompresní chladničky s elektromagnetickým ventilem.
semestrální práce, přidáno 23.03.2012
Technické specifikace technologické vybavení konzumující chlad. Výpočet počtu stavebních obdélníků akumulačních komor, tloušťky tepelně-izolační vrstvy. Tepelný výpočet chladicí komory. Výběr a rozumné chladicí systémy.
semestrální práce, přidáno 1.11.2012
Výběr chladicího systému je velmi důležitý. Určuje bezpečnost a smrštění nákladu, spotřebu energie na jednotku přepravovaných produktů, bezpečnost přepravy, efektivní využití objemu nákladu atd.
Podívejme se na hlavní požadavky, které musí splňovat chladicí systém lodního prostoru:
Zajistěte rovnoměrné (homogenní) teplotní pole v libovolném bodě nákladového prostoru s minimálními odchylkami od optimálních hodnot pro daný náklad;
Mít velkou skladovací kapacitu (setrvačnost), aby se zpomalil nárůst teploty v nákladovém prostoru během dočasného zastavení chladicího stroje;
Zajistěte co nejmenší rozdíl teplot mezi teplotou nákladu a bodem varu chladiva. To umožní získat při dané teplotě komory maximální hodnotu koeficientu výkonu stroje a nejnižší spotřebu energie na přepravu zboží.
Chladicí zařízení a chladicí kanalizační systémy by měly mít malou hmotnost a rozměry. Je nutné vědět, že malých rozměrů chladicích ploch lze dosáhnout pouze zvýšením hodnot součinitelů prostupu tepla.
Zajistěte spolehlivost, jednoduchost a pohodlí při provozu, bezpečnost pro osoby a pojistky, normální sledování režimu chlazení, snadnost jeho regulace, revize, opravy atd.
Pro zásobovací komory plavidla pro suchý náklad je hospodárnější použít systém chlazení vzduchem s přímým odpařováním chladiva v odpařovacích bateriích. Protože chladicí systémy jsou méně ekonomické než systémy s přímým chlazením: k přenosu tepla dochází dvakrát – ze vzduchu do solanky a ze solanky do chladiva. Proto, za stejných podmínek, celkový teplotní rozdíl mezi nákladem a vypařujícím se chladivem se zvyšuje a činí 11 ... 12 ° C, což zhoršuje ekonomický výkon kompresoru a zvětšuje jeho velikost. Kromě toho se zvyšují náklady na pohon čerpadel solanky.
Systémy s mezichladivem mají také nízkou chladicí účinnost chladiva, což předurčuje velké hmotnostní a rozměrové ukazatele solankových systémů.
Systém chlazení vzduchem se rozšířil v přepravních a průmyslových chladničkách, zejména při použití freonových chladicích strojů. Tento systém je zvláště preferován pro chladničky přepravující prodyšné zboží (ovoce, zelenina).
Systém chlazení vzduchu, obsluhovaný chladicími stroji na freon-R-22, nejlepším způsobem poskytuje zvýšení technických a ekonomických ukazatelů průmyslových a přepravních chladniček.
Cirkulaci ochlazeného vzduchu v komorách zajišťují ventilátory, které ženou vzduch přes přímo chlazené chladiče vzduchu.
Výrazně menší hmotnost a rozměry chladicích zařízení výrazně zvyšují využitelný objem komor.
Vzduchem chlazený versus baterií chlazený („tichý“) chladicí systém má řadu výhod a nevýhod, jejichž vzájemné ovlivnění je zohledněno při technicko-ekonomickém rozboru porovnávaných systémů. Výhody vzduchového systému: výrazně nižší spotřeba kovu, větší odolnost, pohodlnější ovládání, zvýšená nákladová kapacita při zachování všech ostatních podmínek. Všechny tyto faktory snižují amortizační poplatky, provozní náklady a zlepšují nosnost plavidla. V přítomnosti vzduchového systému umožňují periodicky prováděné odmrazování vzduchových chladičů efektivněji využívat výkon chladicího stroje, zatímco při „tichém“ chlazení výrazně narůstá vrstva námrazy, která po celou dobu plavby narůstá. zhoršuje účinnost chladicích baterií a vede ke snížení koeficientu výkonu mapginu s odpovídajícím zvýšením spotřeby energie. Mezi nevýhody vzduchového systému patří: zvýšená chladicí kapacita instalace spojená s nutností kompenzace přídavných tepelných přítoků ekvivalentních výkonu ventilátorů a poněkud větší smrštění produktu spojené s intenzivnějším přenosem tepla a hmoty.
Studie proveditelnosti systémů chlazení vzduchem ukazují výhody těchto systémů oproti systému chlazení baterií, a proto je systém chlazení vzduchem považován za nejprogresivnější a nejslibnější.
Obr.2. Schematické schéma vzduchového chladicího systému s přímým odpařováním lodních chladicích místností.
4. Volba izolačních materiálů. Výpočet izolační konstrukce.
Hlavním odběratelem chladu v chlazené dopravě je teplo pronikající do chlazených prostor zvenčí jejich uzavíracími konstrukcemi. Snížení externích tepelných toků přispívá ke snížení poptávky po chladu lodi. Toho lze dosáhnout tepelnou izolací obvodových ploch. Čím nižší je tepelná vodivost izolačního materiálu a čím větší je jeho tloušťka, tím méně tepla proniká do místnosti. S nárůstem tloušťky izolace se však užitečný objem nákladu v izolovaných prostorách snižuje a náklady na izolační materiál a jeho instalaci se zvyšují. Na moderních chlazených lodích snižují izolační konstrukce objem nákladového prostoru o 15 ... 30 %, což negativně ovlivňuje ziskovost přepravy. Pro tepelnou izolaci se proto používají materiály s nízkým součinitelem tepelné vodivosti.
Na izolační materiály používané při stavbě lodí je kladena řada dalších důležitých požadavků, které určují jejich vysokou účinnost:
Vysoká tepelná ochrana (nízký koeficient tepelné vodivosti λ [W/(mK)];
Nízká hustota ρ , kg/m3;
Vysoká mechanická pevnost a elasticita, odolná vibracím a deformacím trupu lodi;
Mrazuvzdornost (schopnost odolat zničení izolace při proměnlivém teplotním zatížení);
Požární odolnost a nehořlavost;
Nedostatek pachů a imunity vůči nim;
Nízká vlhkostní kapacita a nízká hygroskopicita;
Minimální smrštění objemového izolačního materiálu;
Nezpůsobujte korozi povrchů ani k ní nepřispívejte;
Neovlivňují zdraví lidí;
Dostatečná odolnost vůči hnilobným bakteriím a plísním;
Levnost, dostupnost, snadná přeprava, instalace a provoz, životnost.
Stávající izolační materiály nemohou dostatečně uspokojit všechny výše uvedené požadavky současně. Při jejich výběru se proto řídí splněním pouze základních požadavků v závislosti na účelu plavidla, plavební oblasti apod. Vliv řady nedostatků lze navíc eliminovat nebo výrazně omezit tím, vytvořila racionální izolační strukturu, která poskytuje:
Ochrana konstrukce izolace před vlhkostí instalací ochranného povlaku proti vlhkosti a (nebo) instalací sušících vrstev pro den sušení izolace během provozu;
Ochrana izolace proti pronikání hlodavců instalací speciálních kovových sítí;
Kontinuita izolační vrstvy a její tloušťka, přispívající k účinnosti tepelně stínících vlastností plotů po dlouhou dobu provozu.
Materiály s malými a uzavřenými póry mají dobré izolační vlastnosti. V moderních izolačních materiálech dosahuje počet uzavřených pórů obsažených v 1 cm 3 materiálu několika tisíc. Takové materiály nevyžadují dodatečná parotěsná opatření a nemusí se sušit.
Nejmodernějšími představiteli vysoce účinných tepelně izolačních materiálů jsou pěnové plasty. V poslední době bylo získáno mnoho různých pěn, které mají vysokou odolnost proti vlhkosti, vysokou pevnost a nízké hodnoty hustoty a tepelné vodivosti.
Proto jako tepelně izolační materiál pro zásobní komory použijeme desky z polyvinylchloridové pryskyřice s anorganickým plynotvorným činidlem PVC-1, což je porézní materiál, jehož buňky jsou naplněny vzduchem a izolovány od každého z nich. jiné tenkými stěnami. PVC-1 nehnije, doutná v plameni, nezpůsobuje korozi. Destičky při zahřátí umožňují vytvářet tvarové díly ve vztahu k sestavě nádoby.
Termofyzikální vlastnosti izolačního materiálu:
Hustota - ρ \u003d 90 ... 130 kg / m 3
λ a h = 0,058 W/(m K)
Izolační konstrukce chlazených prostor lodí se dělí na tři hlavní typy: trupy neproříznuté ocelovou soupravou; překrývající se množinu, nebo normální a obcházení množiny.
X 
chladicí komory jsou umístěny v blízkosti kuchyně, proto použijeme první typ izolační konstrukce k izolaci hladkých kovových povrchů. Takové konstrukce neprořezávají ocelovou sadu trupu lodi, proto jsou vyrobeny z materiálů s koeficienty tepelné vodivosti, které se neliší více než desetkrát. Konstrukce tohoto druhu se používají k izolaci druhého dna, palub, přepážek a hladkých stran chlazených prostor (obr. 3.)
Obr.3. Přepážková izolační konstrukce.
1 - kovové opláštění; 2 - výztužné dřevěné tyče;
3 - izolační materiál; 4 - dřevěné obložení izolace.
Jednoduché izolační konstrukce pro hladké přepážky, paluby vyrobené z materiálů s mírně odlišnými součiniteli tepelné vodivosti se počítají podle zákonů paralelních s tepelným tokem.
Výpočet izolační konstrukce podle metody paralelních tepelných toků:
Hlavní rozměry konstrukce:
S= 800 mm
Z= 60 mm
δ d= 60 mm
δ z= 150 mm
Dřevěná podšívka a tyče - borovice podél vláken:
Hustota - ρ \u003d 500 kg / m3
Součinitel tepelné vodivosti - λ d= 0,4 W/(m K)
Tepelná kapacita – c= 2,3 kJ/(kg K)
/(0,15+0,06)= 1,90 W/(m K)
1/((0,15/0,058)+(0,06/)=0,37 W/(m K)
((1,90 0,06) + 0,37 (0,8-0,06))/0,8 = 0,48 W/(m K)
Výpočet izolační konstrukce metodou kruhového proudění:
Rozměry rozteče:
b=70 mm Obr.4. Normální provedení izolace
s podélnými tyčemi
tepelný tok jde po linii nejmenšího odporu, tzn. největší délka oblouku čtvrtkruhu se rovná výšce nastaveného profilu:
(2170)/n=0,108 m
Rozteč je rozdělena do 6 zón, jejichž šířka se rovná:
II. 2h/π= 0,108 m
III. S-b-4h/π=(800-70-4 170/π)/1000=0,514 m
IV. H-e-a-h(1-2/π)=(300-150-60-170(1-2/π))/1000=0,028 m
V. h+e+a-H-c=(170+150+60-300-60)/1000=0,020 m
Vypočítáme tepelný tok každé zóny:
m e \u003d λ od / λ d \u003d 0,058 / 0,4 \u003d 0,145 - tloušťka ekvivalentní vrstvě dřeva o tloušťce 1 m;
já 
zóna:
0,690 rád
Součinitel tepelné vodivosti celé konstrukce:
(0,0516+0,0425+0,1198+0,0072+0,00914+0,1311)/0,8=
Výběr chladicího systému pro REA daného typu. Způsob chlazení do značné míry určuje návrh REA, takže i v rané fázi návrhu, tj. ve fázi technického návrhu resp. návrh návrhu, je nutné zvolit chladicí systém REA. Neúspěšné řešení tohoto problému lze objevit až v pozdějších fázích návrhu (detailní studie návrhu, testování prototypu atd.), což může anulovat práci velkého týmu a čas na vytvoření REA se výrazně prodlouží .
V prvních fázích návrhu má projektant k dispozici technický úkol (TOR), který obvykle obsahuje následující velmi omezené informace:
Celkový výkon Ф uvolněného tepla v bloku;
Rozsah možné změny teploty životní prostředí
Limity okolního tlaku -
Doba nepřetržitého provozu zařízení -
Přípustné teploty prvků -
Faktor plnění stroje
(12.1)
kde Vi je objem i-tého prvku CEA; n je počet prvků; V je objem obsazený REA. Je také nutné nastavit horizontální (Li, L2) a vertikální (L3) rozměry skříně elektronického zařízení. Tyto výchozí údaje nejsou dostatečné pro podrobnou analýzu tepelného režimu CEA, ale lze je použít pro předběžné posouzení a výběr chladicího systému. Ten má pravděpodobnostní povahu, to znamená, že umožňuje posoudit pravděpodobnost zajištění tepelného režimu REA specifikovaného podle technických specifikací pro zvolený způsob chlazení. Podle výsledků zpracování statistických dat pro reálné konstrukce, podrobných tepelných výpočtů a dat z testovacích maket byly sestrojeny grafy (obr. 12.1), charakterizující oblasti vhodné aplikace různých způsobů chlazení. Tyto grafy jsou vytvořeny pro nepřetržitý provoz REA a spojují dva hlavní indikátory: 
. První indikátor 
přehřátí vzhledem k okolí tc pouzdra nejméně tepelně odolného prvku, pro který má přípustná a v technické specifikaci uvedená teplota minimální hodnotu.
Všimněte si, že pro volné chlazení, tj. odpovídá maximální okolní teplotě podle specifikace; pro nucené chlazení, tj. odpovídá teplotě vzduchu (kapaliny) na vstupu do REA. Druhý indikátor q se rovná hustotě tepelného toku procházejícího podmíněnou oblastí teplosměnné plochy:
(12.2)
Obrázek 12.1 Vhodné oblasti pro různé způsoby chlazení
kde F je celkový výkon rozptýlený z tohoto povrchu; koeficient zohledňující tlak vzduchu (při atmosférickém tlaku faktor plnění určený vzorcem (12.1).
Na Obr. 12.1 jsou uvedeny dva typy oblastí: v jednom lze doporučit použití libovolného způsobu chlazení (nezastíněné: 1 - volný vzduch, 3 - nucený vzduch, 5 - nucené odpařování); v jiném je možné použít dva nebo tři způsoby chlazení (zastíněné: 2 - volný a nucený vzduch, 4 - nucený vzduch a kapalina, 6 - nucený kapalinový a volný výpar, 7 - nucený kapalinový, nucený a volný výpar, 8 - volné nucené a volné odpařování, 9 volné a nucené odpařování).
Horní křivky na Obr. 2.1 se obvykle používá pro volbu chlazení velkých prvků - velké lampy, magnety, tlumivky atd. Spodní křivky slouží k výběru chladicího systému pro bloky, stojany atd., prováděné na diskrétních mikrominiaturních prvcích.
Pokud indikátory CEA spadají do zastíněné oblasti (je možné použít dvě nebo tři metody chlazení), pak se úloha výběru metody chlazení komplikuje a jsou vyžadovány podrobnější výpočty.
Uveďme další údaje, které nám umožňují vzít v úvahu tlak vzduchu; ve vzorci (12.2) je tento zohledněn koeficientem kp, který byl zjištěn na základě výpočtů a experimentů. S poklesem tlaku vzduchu se zvyšuje teplota prvků elektronického zařízení; označme tlak vzduchu vně jednotky p1 a uvnitř - p2 pro utěsněnou jednotku, hodnota kp je uvedena v příloze (viz tabulka A.11). Koeficient kp zohledňuje zhoršení chlazení REA při sníženém tlaku pouze za podmínek volné konvekce vzduchu.
Uvědomte si, že výběr chladicího systému není omezen na určení chladicí oblasti, je také nutné vzít v úvahu technickou proveditelnost implementace tohoto způsobu chlazení REA, tj. hmotnost, objem, spotřebu energie. Jak ukazují zkušenosti, s racionálním návrhem je možné zajistit daný tepelný režim palubní REA at měrná spotřeba vzduch není vyšší než 180-250 kg / (h * kW).
U stacionárních REA, kde jsou méně přísná omezení na rozměry, hmotnost, spotřebu energie, lze průtok vzduchu zvýšit na 250-350 kg/(h-kW). U CEA chlazeného vzduchem byl tepelný režim prostudován nejúplněji. V těchto případech lze nejen doporučit ten či onen systém chlazení vzduchem, ale také odhadnout pravděpodobnost, s jakou bude vybraný systém chlazení poskytovat daný tepelný režim.
výměníky tepla z obnovitelných zdrojů.
Výměník tepla je zařízení, ve kterém se provádí proces přenosu tepla z jednoho chladicího média do druhého. Taková zařízení jsou četná a velmi různorodá z hlediska jejich technologického účelu a konstrukce. Podle principu činnosti lze tepelné výměníky rozdělit na rekuperační, regenerační a směšovací.
Rekuperační zařízení jsou taková, ve kterých se teplo z horkého chladiva přenáší přes stěnu, která je odděluje. Příkladem takových zařízení jsou parní generátory, ohřívače, kondenzátory atd.
Regenerační zařízení jsou taková, ve kterých je stejná topná plocha omývána buď horkou nebo studenou chladicí kapalinou. Při proudění horké kapaliny je teplo vnímáno stěnami přístroje a hromadí se v nich, při proudění studené kapaliny je toto naakumulované teplo vnímáno jí. Příkladem takových zařízení jsou regenerátory otevřených nístějových a sklářských tavicích pecí, ohřívače vzduchu vysokých pecí atd.
U rekuperačních a regeneračních přístrojů je proces přenosu tepla nevyhnutelně spojen s povrchem pevného tělesa. Proto se taková zařízení také nazývají povrchová.
V mísičích probíhá proces přenosu tepla přímým kontaktem a mícháním horkého a studeného chladiva. V tomto případě probíhá přenos tepla současně s výměnou materiálu. Příkladem takových výměníků tepla jsou chladicí věže (chladicí věže), pračky atd. Zvláštní názvy výměníků tepla jsou obvykle určeny jejich účelem, např. parogenerátory, pece, ohřívače vody, výparníky, přehříváky, kondenzátory, odvzdušňovače, parní generátory, pece, ohřívače vody, výparníky, přehříváky, kondenzátory, odvzdušňovače. atd. Přes velkou rozmanitost výměníků tepla podle typu, zařízení, principu činnosti a pracovních orgánů je však jejich účel nakonec stejný, jde o přenos tepla z jednoho, horkého, kapalného na druhý, studený. Proto hlavní ustanovení tepelného výpočtu pro ně zůstávají společná.
Výměníky tepla se liší charakteristikami rozložení teploty po délce kanálu:
kde T1' a T2' jsou teploty na vstupu do výměníku tepla; T 1 "" a T 2 "" - na výstupu.
Všechny výměníky tepla jsou rozděleny do dvou skupin na základě podmínek výměny tepla. Přenos tepla z horkého chladicího média do studeného chladicího média může probíhat buď přes pevnou stěnu, nebo přes fázové rozhraní. Přes pevnou stěnu - rekuperační výměník tepla, přes fázové rozhraní - chladicí věž.
Referenční knihy OST obsahují charakteristiky tepelných výměníků vyráběných průmyslem pro OZE.
Hlavní charakteristikou výměníků tepla je specifická plocha teplosměnné plochy:
; S tepy ≈ 4500 a více.
Vlastnosti provozu výměníků tepla:
1. Způsob pohybu chladicí kapaliny. V chladicí kapalině musí být zaveden turbulentní režim. Plyn - V ≈ 100 ÷ 150 m/s; kapalina - V ≈ 2,5 ÷ 3 m/s. Režimy, které jsou implementovány ve výměníku tepla, musí být zvoleny optimálním způsobem.
2. Tepelný návrh výměníků se redukuje na realizaci návrhových a ověřovacích výpočtů.
a) Při provádění konstrukčního výpočtu se provádí návrh zařízení, účelem výpočtu je určit pracovní plochu výměníku tepla, pokud jsou hmotnostní průtoky horkého a studeného chladiva, jsou uvedeny jejich vstupní a výstupní teploty a také jejich specifické tepelné kapacity.
b) Ověřovací výpočet se provádí pro výměník tepla se známou plochou (například pro navržený výměník tepla). Účelem výpočtu je určit teploty chladiva na výstupu z výměníku tepla a průtok F tepla předávaného z horkého chladiva do studeného, tedy nastavit provozní režim aparatury.
Úvod
1 Výběr návrhových parametrů pro venkovní a vnitřní vzduch
1.1 Návrhové parametry venkovního vzduchu
1.2 Návrhové parametry vnitřního vzduchu
2 Sestavení tepelných a vlhkostních bilancí místnosti
2.1 Výpočet tepelných zisků
2.1.1 Výpočet tepelných zisků od osob
2.1.2 Výpočet tepelných zisků z umělého osvětlení
2.1.3 Výpočet tepelných zisků vnějšími světelnými otvory
a nátěry vlivem slunečního záření
2.1.4 Výpočet tepelných zisků vnějšími ohrazeními
2.1.5 Výpočet tepelných zisků prosklenými otvory v důsledku
rozdíl teplot mezi venkovním a vnitřním vzduchem
2.2 Výpočet vlhkosti
2.3 Určení sklonu procesního paprsku v místnosti
3 Výpočet klimatizačního systému
3.1 Výběr a zdůvodnění typu klimatizačních systémů
3.2 Výběr schémat distribuce vzduchu. Definice přípustných a
rozdíl provozních teplot
3.3 Stanovení výkonu klimatizačních systémů
3.4 Stanovení množství venkovního vzduchu
3.5 Mapování procesů klimatizace
na Jd-diagramu
3.5.1 Sestavení diagramu procesu klimatizace pro
teplé období roku
3.5.2 Sestavení diagramu procesu klimatizace pro
chladné období
3.6 Stanovení potřeby tepla a chladu v systémech
klimatizace
3.7 Výběr značky klimatizace a jejího uspořádání
3.8 Výpočty a výběr prvků klimatizace
3.8.1 Výpočet zavlažovací komory
3.8.2 Výpočet ohřívačů vzduchu
3.8.3 Výběr vzduchových filtrů
3.8.4 Výpočet aerodynamického odporu klimatizačních systémů
3.9 Výběr ventilátoru klimatizace
3.10 Výběr čerpadla pro zavlažovací komoru
3.11 Výpočet a výběr hlavního zařízení chladicího systému
4 UNIRS - Výpočet SCR na počítači
Příloha A - Jd-diagram. Teplé období roku
Příloha B -Jd-diagram. Chladné období roku
Příloha D - Schéma chlazení
Příloha D – Specifikace
Příloha E - Plán u značky - 2 000
ÚVOD
Klimatizace je automatizovaná údržba všech popř individuální parametry vzduchu (teplota, relativní vlhkost, čistota a rychlost proudění vzduchu), aby byly zajištěny optimální podmínky co nejpříznivější pro pohodu lidí, zachování technologický postup, zajišťující zachování kulturních hodnot.
Klimatizace je rozdělena do tří tříd:
1. Zajistit meteorologické podmínky potřebné pro technologický proces s přípustnými odchylkami mimo návrhové parametry venkovního ovzduší. Průměrně 100 hodin ročně při 24hodinové práci nebo 70 hodin ročně při jednosměnné denní práci.
2. Zajistit optimální, hygienické nebo technologické standardy s povolenými odchylkami v průměru 250 hodin ročně při nepřetržitém provozu nebo 125 hodin ročně při jednosměnném provozu ve dne.
3. Zachovat přijatelné parametry, pokud nemohou být zajištěny větráním, průměrně 450 hodin ročně při nepřetržité práci nebo 315 hodin ročně při jednosměnném provozu během dne.
Regulační dokumenty stanovují optimální a přípustné parametry vzduchu.
Optimální parametry vzduchu zajišťují zachování normativních a funkčních tepelný stav tělo, pocit tepelné pohody a předpoklady pro vysoká úroveň výkon.
Přípustné parametry vzduchu jsou jejich kombinací, při které nedochází k poškození nebo narušení zdravotního stavu, ale lze pozorovat nepříjemné pocity tepla, zhoršení pohody a snížení účinnosti.
Přípustné podmínky platí zpravidla v budovách vybavených pouze ventilačním systémem.
Optimální podmínky zajišťují systémy řízené klimatizace (SCR). SLE se tedy používá k vytvoření a udržení optimálních podmínek a čistého vnitřního vzduchu po celý rok.
Účelem této práce v předmětu je upevnění teoretických znalostí a získání praktických výpočtových dovedností a také navrhování klimatizačních systémů (ACS).
V tomhle seminární práce klimatizovaná místnost je hledištěm městského klubu pro 500 míst ve městě Oděsa. Výška této místnosti je 6,3 m, podlahová plocha 289 m 2 , půdní plocha 289 m 2 , objem místnosti 1820,7 m 3 .
1 VÝBĚR DESIGNOVÝCH PARAMETRŮ PRO VENKOVNÍ A VNITŘNÍ VZDUCH
Odhadované parametry venkovního vzduchu.
Návrhové parametry venkovního vzduchu se volí v závislosti na geografické poloze objektu.
Tabulka 1 - Odhadované parametry venkovního vzduchu.
Odhadované parametry vnitřního vzduchu.
Konstrukční parametry vnitřního vzduchu se volí v závislosti na účelu místnosti a roční době.
Tabulka 2 - Výpočtové parametry vnitřního vzduchu.
2 PŘÍPRAVA TEPLA A VLHKOSTI PROSTORU
Účelem sestavení tepelných a vlhkostních bilancí místnosti je zjištění přebytků tepla a vlhkosti v místnosti a také úhlového koeficientu procesního paprsku, který se používá v graficko-analytické metodě pro výpočet SCR.
Tepelné a vlhkostní bilance se sestavují zvlášť pro teplá a chladná období roku.
Zdrojem emisí tepla v místnosti mohou být lidé, umělé osvětlení, sluneční záření, potraviny, zařízení, ale i tepelné zisky vnitřními a vnějšími ploty nebo prosklenými otvory vlivem rozdílu teplot mezi vnějším a vnitřním vzduchem.
2.1 Výpočet tepelných zisků
2.1.1 Výpočet tepelných zisků od osob
Odvod tepla v místnosti od osob Q podlaha, W, je určen vzorcem
Q patro = q patro n,(1)
kde q podlaha je množství celkového tepla vyrobeného jednou osobou, W;
n je počet osob, os.
Q rev = q rev n, (2)
kde qav je množství citelného tepla generovaného jednou osobou, W;
n je počet osob, os.
Pro chladné období
Podlaha Q \u003d 120 285 \u003d 34200 W
Q prům \u003d 90 285 \u003d 25650 W
Pro teplé období
Podlaha Q \u003d 80 285 \u003d 22 800 W
Q prům \u003d 78 285 \u003d 22230 W
2.1.2 Výpočet tepelných zisků z umělého osvětlení
Tepelný příkon z umělého osvětlení Q osv, W je určen vzorcem
Q sv \u003d q sv E F, (3)
kde E - osvětlení, lx;
F - podlahová plocha místnosti, m 2;
q sv - měrný výdej tepla, W / (m 2 lx).
Q osv\u003d 0,067 400 289 \u003d 7745,2 W
2.1.3 Výpočet tepelného zisku vlivem slunečního záření
Sluneční záření Q p = 9400 W.
2.1.4 Výpočet tepelných zisků vnějšími ohrazeními
Tepelné zisky vnějšími ploty W jsou určeny vzorcem
Q limit \u003d k st F st (t n - t c) + k kohout F cb (t n - t c), (4)
kde k i je součinitel prostupu tepla ploty, W / (m 2 K);
F i - plocha plotu, m 2;
t n, t in - teplota vnějšího a vnitřního vzduchu, ° С.
Q limit \u003d 0,26 289 (26,6–22) \u003d 345,6 W
2.1.5 Výpočet tepelných zisků prosklenými otvory
Výpočet tepelných zisků do místnosti prosklenými otvory vlivem rozdílu teplot mezi venkovním a vnitřním vzduchem je určen vzorcem
Q r.p. = [(t n - t c) / R o ]F celkem, (5)
kde R o je tepelný odpor prosklených otvorů, (m 2 K) / W, který je určen vzorcem
Ro = 1/k oken (6)
F celkem - celková plocha prosklených otvorů, m 2.
Q o.p = 0 W, protože zde nejsou žádné prosklené otvory.
Tabulka 3 - Tepelná bilance prostor v různých obdobích roku
2.2 Výpočet vlhkosti
Vlhkost se do místnosti dostává odpařováním z povrchu kůže lidí a jejich dýcháním, z volného povrchu kapaliny, z mokrých povrchů materiálů a výrobků, dále vysycháním materiálů, chemickými reakcemi, atd. provoz technologických zařízení.
Uvolňování vlhkosti od lidí W l, kg / h v závislosti na jejich stavu (odpočinek, druh práce, kterou vykonávají) a okolní teplotě je určeno vzorcem
W l \u003d w l n 10-3, (7)
kde w l - uvolnění vlhkosti jednou osobou, g / h;
n je počet osob, os.
W l studená \u003d 40 285 10 -3 \u003d 11,4 kg / h
W l tepla \u003d 44 285 10 -3 \u003d 12,54 kg / h
2.3 Určení sklonu procesního paprsku v místnosti
Na základě výpočtu tepelných a vlhkostních bilancí je určen úhlový součinitel paprsku procesu v místnosti pro teplá ε t a studená ε x období roku, kJ / kg
ε t = (ΣQ t 3,6)/W t, (8)
ε x = (ΣQ x 3,6)/W x.(9)
Číselné hodnoty ε t a ε x charakterizují tečnu úhlu sklonu paprsku procesu v místnosti.
ε t \u003d (40290,8 3,6) / 12,54 \u003d 11567
ε x \u003d (41945,2 3,6) / 11,4 \u003d 13246
3 VÝPOČET KLIMATIZACE
3.1 Výběr a zdůvodnění typu klimatizačních systémů
Volba a zdůvodnění typu SCR se provádí na základě rozboru provozních podmínek klimatizovaného objektu specifikovaných v projektovém úkolu.
Na základě počtu místností se počítá s jedno nebo vícezónovými klimatizačními systémy a následně se posuzuje možnost jejich využití s recirkulací odpadního vzduchu, což umožňuje snížit spotřebu tepla a chladu.
SCR s první a druhou recirkulací se obvykle používá pro místnosti, které nevyžadují vysokou přesnost regulace teploty a relativní vlhkosti.
Konečné rozhodnutí o volbě koncepce úpravy vzduchu je učiněno po stanovení výkonu SCR a průtoku venkovního vzduchu.
3.2 Výběr schémat distribuce vzduchu. Stanovení přípustného a provozního teplotního rozdílu.
Z hlediska hygienických ukazatelů a rovnoměrnosti rozložení parametrů v pracovním prostoru je pro většinu klimatizovaných místností nejpřijatelnější přívod přiváděného vzduchu se sklonem do pracovního prostoru na úrovni 4 ... 6 m a s odstraněním hlavního výměnného krytu v horní zóně.
1. Určete přípustný rozdíl teplot
Δt přidat \u003d 2 ° С.
2. Určete teplotu přiváděného vzduchu
t p \u003d t in - Δt přidat (10)
t p teplo \u003d 22 - 2 \u003d 20 ° С,
t p studená \u003d 20 - 2 \u003d 18 ° С.
3. Určete teplotu vystupujícího vzduchu
t y \u003d t in + grad t (H - h), (11)
kde gradt je teplotní gradient podél výšky místnosti nad pracovním prostorem, °С;
H je výška místnosti, m;
h je výška pracovní plochy, m.
Teplotní spád po výšce místnosti se určuje v závislosti na měrném přebytku citelného tepla v místnosti q I, W
q i = ΣQ / V pom = (ΣQ p -Q p + Q i) / V pom (12)
q i teplý \u003d (40290,8 - 22800 + 22230) / 1820,7 \u003d 21,8 W
q I studený \u003d (41945,2 - 34200 + 25650) / 1820,7 \u003d 18,3 W
t za tepla \u003d 22 + 1,2 (6,3 - 1,5) \u003d 27,76 ° С;
t za studena \u003d 20 + 0,3 (6,3 - 1,5) \u003d 21,44 ° С.
4. Určete rozdíl provozních teplot
Δt p \u003d t y - t p (13)
Δt p teplo \u003d 27,76 - 20 \u003d 7,76 ° С;
Δt p studená \u003d 21,44 - 18 \u003d 3,44 ° С.
3.3 Stanovení výkonu klimatizačních systémů
U klimatizačních systémů se rozlišuje celkový výkon G s přihlédnutím ke ztrátě vzduchu v důsledku netěsností v rozvodech přívodního vzduchu, kg / h, a užitečný výkon G p používaný v klimatizovaných místnostech, kg / h.
Užitečný výkon SCR je určen vzorcem
Gp \u003d ΣQ t / [(Jy - Jp) 0,278], (14)
kde ΣQ t je celkový přebytek tepla v místnosti během teplého období roku, W;
J y, J p - měrná entalpie odváděného a přiváděného vzduchu v teplém období roku, kJ / kg.
Gp \u003d 40290,8 / [(51 - 40)) 0,278] \u003d 13176 kg/h.
Celková produktivita se vypočítá podle vzorce
G = Kp Gp, (15)
kde K p je koeficient, který zohledňuje množství ztrát ve vzduchovodech.
G \u003d 1,1 13176 \u003d 14493,6 kg/h.
Objemová produktivita klimatizačních systémů L, m 3 / h, se zjistí ze vzorce
kde ρ je hustota přiváděného vzduchu, kg / m 3
ρ = 353/(273+t p)(17)
ρ \u003d 353 / (273 + 20) \u003d 1,2 kg / m 3;
L \u003d 14493,6 / 1,2 \u003d 12078 m 3 / h.
3.4 Stanovení množství venkovního vzduchu
Množství venkovního vzduchu použitého v SCR ovlivňuje náklady na teplo a chlad při tepelné a vlhkostní úpravě a také spotřebu elektrické energie na odstranění prachu. V tomto ohledu je třeba vždy usilovat o možné snížení jeho počtu.
Minimální přípustné množství venkovní vzduch v klimatizačních systémech je určen na základě požadavků:
Zajištění požadované hygienické normy přívodu vzduchu na osobu, m 3 / h
L n ΄ = l n, (18)
kde l je normalizovaná spotřeba venkovního vzduchu přiváděného na osobu, m 3 / h;
n je počet osob v místnosti, os.
L n ΄ \u003d 25 285 \u003d 7125 m 3 / h;
Kompenzace lokálního odsávání a vytvoření přetlaku v místnosti
L n ΄΄ = L mo + V pom K΄΄ , (19)
kde L mo je objem místního extraktu, m 3 / h;
V pom - objem místnosti, m 3;
К΄΄-rychlost výměny vzduchu.
L n ΄΄ \u003d 0 + 1820,7 2 \u003d 3641,4 m 3 / h.
Zvolíme větší hodnotu z L n ΄ a L n ΄΄ a vezmeme pro další výpočty L n ΄ \u003d 7125 m 3 / h.
Průtok venkovního vzduchu určíme podle vzorce
G n = L n ρ n, (20)
kde ρ n je hustota venkovního vzduchu, kg / m 3.
G n \u003d 7125 1,18 \u003d 8407,5 kg/h.
Kontrolujeme SLE pro recirkulaci:
14493,6 kg/h >8407,5 kg/h, podmínka splněna.
2. J< J н
51 kJ/kg< 60 кДж/кг, условие выполняется.
3. Vzduch nesmí obsahovat toxické látky.
Poznámka: všechny podmínky jsou splněny, proto aplikujeme schéma SCR s recirkulací.
Akceptovaný průtok venkovního L n musí být minimálně 10 % z celkového množství přiváděného vzduchu, to znamená, že musí být splněna podmínka
8407,5 kg/h ≥ 0,1 14493,6
8407,5 kg/h ≥ 1449,36 kg/h, podmínka splněna.
3.5 Vybudování schématu procesů klimatizace na J - d diagram
3.5.1 Sestavení schématu klimatizačních procesů pro teplé období roku
Schéma procesů klimatizace zapnuto j-d graf pro teplé období roku je uveden v příloze A.
Zvažte postup pro konstrukci schématu SCR s první recirkulací.
a) zjištění na J-d diagramu polohy bodů H a B, charakterizujících stav venkovního a vnitřního vzduchu, podle parametrů, které jsou uvedeny v tabulkách 1 a 2;
b) provedení přes t. V paprsku procesu, s přihlédnutím k velikosti sklonu ε t;
c) určení polohy dalších bodů:
T. P (tedy stav přiváděného vzduchu), který leží v průsečíku izotermy t p s paprskem procesu;
T. P΄ (tj. stav přiváděného vzduchu na výstupu z druhého ohřívače vzduchu VN2), pro který je od bodu P položen svisle dolů segment 1 °C (segment PP΄ charakterizuje ohřev přívod vzduchu ve vzduchových kanálech a ventilátoru);
T. O (tj. stav vzduchu na výstupu z zavlažovací komory), pro který je vedena čára od t. П΄ dolů po přímce d \u003d const k průsečíku se segmentem φ \u003d 90 % (segment OP΄ charakterizuje ohřev vzduchu ve druhém ohřívači vzduchu VN2) ;
T. Y (tedy stav vzduchu opouštějícího místnost) ležící v průsečíku izotermy t y s procesním paprskem (segment PVU charakterizuje asimilaci tepla a vlhkosti vzduchem v místnosti);
T. U΄ (tj. stav recirkulačního vzduchu před jeho smícháním s venkovním vzduchem), pro který od t. U podél linie d \u003d konst.
vyčlenit segment 0,5 °C (segment YU΄ charakterizuje ohřev odváděného vzduchu ve ventilátoru);
T. C (tj. stav vzduchu po smíchání recirkulovaného vzduchu se vzduchem venkovním).
Body U΄ a H jsou spojeny přímkou. Segment U΄N charakterizuje proces směšování recirkulace a venkovního vzduchu. Bod C je na přímce У΄Н (v průsečíku s J c).
Specifická entalpie J s, kJ/kg, bod C se vypočte podle vzorce
J c = (G n J n + G 1p J y΄)/ G, (21)
kde J n - specifická entalpie venkovního vzduchu, kJ / kg;
J c - měrná entalpie vzduchu vzniklého po smíchání venkovního a recirkulačního vzduchu, kJ / kg;
G 1r - spotřeba vzduchu první recirkulace, kg / h
G 1p \u003d G - G n (22)
G 1r \u003d 14493,6–8407,5 \u003d 6086,1 kg/h
J c \u003d (8407,5 60 + 6086,1 51) / 14493,6 \u003d 56,4 kJ / kg
Body C a O jsou spojeny přímkou. Výsledný segment CO charakterizuje polytropický proces tepelné a vlhkostní úpravy vzduchu v závlahové komoře. Tím je konstrukce procesu SCR dokončena. Parametry základních bodů se zadávají podle formuláře v tabulce 4.
3.5.2 Sestavení schématu klimatizačních procesů pro chladné období
Schéma klimatizačních procesů na J-d diagramu pro chladné období roku je uvedeno v příloze B.
Zvažte postup pro konstrukci okruhu s první recirkulací vzduchu na J-d diagramu.
a) zjištění na J-d diagramu polohy základních bodů B a H, charakterizujících stav venkovního a vnitřního vzduchu, podle parametrů, které jsou uvedeny v tabulce. 12;
b) provedení přes t. V paprsku procesu, s přihlédnutím k velikosti sklonu ε x;
c) určení polohy bodů P, U, O:
T. U, nacházející se v průsečíku izotermy t y (pro chladné období) s paprskem procesu;
T. P, nacházející se v průsečíku izoentalpy J p s paprskem procesu; číselná hodnota měrné entalpie J p přiváděného vzduchu pro chladné období roku se vypočítá předem z rovnice
Jp \u003d Jy - [ΣQ x / (0,278 G)], (23)
kde J y je specifická entalpie vzduchu opouštějícího místnost během chladného období, kJ / kg;
Q x - celkové celkové přebytky tepla v místnosti v chladném období, W;
G je produktivita SCR v teplém období roku, kg/h.
J p \u003d 47 - \u003d 38,6 kJ / kg
Část PVU charakterizuje změnu parametrů vzduchu v místnosti.
T. O (tj. stav vzduchu na výstupu z zavlažovací komory), umístěný na průsečíku přímky d p s přímkou φ \u003d 90 %; segment OP charakterizuje ohřev vzduchu ve druhém ohřívači vzduchu VN2;
T. C (tj. stav vzduchu po smísení venkovního vzduchu, který byl ohřátý v prvním ohřívači vzduchu BH1, se vzduchem opouštějícím místnost), umístěný v průsečíku izoentalpy J asi s přímkou d c ; číselná hodnota se vypočítá podle vzorce
d c \u003d (G n d n + G 1p d y) / G (24)
d c \u003d (8407,5 0,8 + 6086,1 10) / 14493,6 \u003d 4,7 g / kg.
T. K, charakterizující stav vzduchu na výstupu z prvního ohřívače vzduchu VN1 a umístěný na průsečíku d n (obsah vlhkosti venkovního vzduchu) s pokračováním přímky US.
Parametry vzduchu pro základní body se zadávají podle formuláře v tabulce 5.
Tabulka 5 - Parametry vzduchu v základních bodech během chladného období
| Parametry vzduchu | |||||
teplota t, |
Charakteristický entalpie J, kJ/kg |
Obsah vlhkosti d, g/kg | Relativní vlhkost φ, % |
||
| P | 13,8 | 38,6 | 9,2 | 85 | |
| V | 20 | 45 | 9,8 | 68 | |
| V | 21,44 | 47 | 10 | 62 | |
| Ó | 14,2 | 37 | 9,2 | 90 | |
| Z | 25 | 37 | 4,8 | 25 | |
| H | -18 | -16,3 | 0,8 | ||
| Na | 28 | 30 | 0,8 | 4 | |
3.6 Stanovení potřeby tepla a chladu v klimatizačních systémech
Během teplého období roku spotřeba tepla ve druhém ohřívači vzduchu W
Qt VH2 \u003d G (J p΄ - J o) 0,278, (25)
kde J p΄ - specifická entalpie vzduchu na výstupu z druhého ohřívače, kJ/kg;
J o - měrná entalpie vzduchu na vstupu do druhého ohřívače, kJ/kg.
Qt VH2 \u003d 14493,6 (38–32,2) 0,278 \u003d 23369,5 W
Spotřeba chladu pro realizaci procesu chlazení a sušení, W, je určena vzorcem
Q cool \u003d G (Jc - J o) 0,278, (26)
kde Jc je specifická entalpie vzduchu na vstupu do irigační komory, kJ/kg;
J o - měrná entalpie vzduchu na výstupu z irigační komory, kJ / kg.
Q cool \u003d 14493,6 (56,7–32,2) 0,278 \u003d \u003d 47216 W
Množství vlhkosti zkondenzované ve vzduchu, kg/h
WK \u003d G (d c - d o) 10-3, (27)
kde dc je obsah vlhkosti vzduchu na vstupu do zavlažovací komory, g/kg;
d o - obsah vlhkosti vzduchu na výstupu z zavlažovací komory, g/kg.
W K \u003d 14493,6 (11,5–8) 10–3 \u003d 50,7 kg/h
Během chladného období roku spotřeba tepla v prvním ohřívači vzduchu W
Q x VH1 \u003d G (Jk - Jn) 0,278,
kde J c - specifická entalpie vzduchu na výstupu z prvního ohřívače vzduchu, kJ / kg;
J n - měrná entalpie vzduchu na vstupu do prvního ohřívače vzduchu, kJ/kg.
Q x VH1 \u003d 14493,6 (30- (-16,3)) 0,278 \u003d 18655,3 W
Spotřeba tepla v chladném období ve druhém ohřívači vzduchu W
Q x BH2 \u003d G (Jp - J o) 0,278, (28)
kde J p - specifická entalpie vzduchu na výstupu z druhého ohřívače vzduchu v chladném období, kJ / kg;
J o - měrná entalpie vzduchu na vstupu do druhého ohřívače vzduchu v chladném období, kJ / kg.
Q x VH2 \u003d 14493,6 (38,6–37) 0,278 \u003d 6447 W
Spotřeba vody pro zvlhčování vzduchu v závlahové komoře (pro napájení závlahové komory), kg/h
W P \u003d G (d o - d s) 10-3 (29)
W P \u003d 14493,6 (9,2 - 4,8) 10 -3 \u003d 63,8 kg / h.
3.7 Výběr značky klimatizace a jejího uspořádání
Klimatizace značky KTZZ mohou pracovat ve dvou režimech výkonu vzduchu:
V režimu jmenovité kapacity
V režimu maximálního výkonu
Klimatizace značky KTCZ jsou vyráběny pouze podle schémat základního uspořádání zařízení nebo s jejich úpravami tvořenými kompletací potřebné vybavení, výměna jednoho zařízení za jiné nebo vyloučení určité typy zařízení.
Index klimatizace značky KTZZ je stanoven s ohledem na plný objemový výkon.
L 1,25 \u003d 12078 1,25 \u003d 15097,5 m 3 / h
Vybíráme klimatizaci značky KTCZ-20.
3.8 Výpočty a výběr prvků klimatizace
3.8.1 Výpočet zavlažovací komory
Výpočet OKFZ se provádí podle metody VNIIKonditsioner.
a) teplé počasí
Určete objemový výkon SCR
L \u003d 12078 m 3 / h
verze 1, celkový počet trysek n f = 18 ks.
Stanovíme koeficient adiabatické účinnosti procesu s přihlédnutím k charakteristikám paprsku komorového procesu podle vzorce
E a \u003d (J 1 - J 2) / (J 1 - J pr), (30)
kde J 1 , J 2 - entalpie vzduchu na vstupu, na výstupu z komory, resp.
J pr - entalpie mezního stavu vzduchu na J-d diagramu,
E a \u003d (56,7–32,2) / (56,7–21) \u003d 0,686
Určete relativní rozdíl teplot vzduchu
Θ = 0,33 s w μ (1/ Е p – 1/ Е а) (31)
Θ = 0,33 4,19 1,22 (1/ 0,42 - 1/ 0,686) = 1,586
Vypočítáme počáteční teplotu vody v komoře
t w 1 \u003d t v pr -Θ (J 1 - J 2) / w μ, (32)
kde t v pr - mezní teplota vzduch, °C.
t w 1 \u003d 6,5-1,586 (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 3,32 ° С
Konečnou teplotu vody (na výstupu z komory) vypočítáme podle vzorce
t w 2 \u003d t w 1 + (J 1 - J 2) / s w μ (33)
t w 2 \u003d 1,32 + (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 9,11 ° С
Stanovení průtoku rozstřikované vody
G w = μ G(34)
G w \u003d 1,22 14493,6 \u003d 17682,2 kg / h (~ 17,7 m 3 / h)
Vypočítáme průtok vody tryskou (výkon trysky)
g f = G w /n f (35)
g f \u003d 17682,2 / 42 \u003d 421 kg / h
Potřebný tlak vody před tryskou je určen vzorcem
ΔР f = (g f /93,4) 1/0,49 (36)
ΔР f = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 kPa
Stabilní provoz vstřikovačů odpovídá 20 kPa ≤ ΔР f ≤ 300 kPa. Podmínka je splněna.
Průtok studené vody z chladicí stanice je určen vzorcem
G w x \u003d Q studená / c w (t w 1 - t w 2) (37)
G š x \u003d 47216 / 4,19 (9,11 - 3,32) \u003d 4935,8 kg / h (~ 4,9 m 3 / h).
b) chladné období
OKFZ v tomto období funguje v režimu adiabatického zvlhčování vzduchu.
Součinitel účinnosti prostupu tepla určíme vzorcem
E a \u003d (t 1 - t 2) / (t 1 - t m1) (38)
E a \u003d (25–14,2) / (25–13,1) \u003d 0,908
Koeficient zavlažování se určí z grafické závislosti E a =f(μ).
Také graficky hodnotou μ zjistíme číselnou hodnotu koeficientu
snížený faktor účinnosti entalpie E p.
Průtok rozstřikované vody vypočítáme pomocí vzorce (34)
G w \u003d 1,85 14493,6 \u003d 26813,2 kg / h (~ 26,8 m 3 / h)
Výkon trysky určíme podle vzorce (35)
g f \u003d 26813,2 / 42 \u003d 638 kg / h
Potřebný tlak vody před tryskami určíme podle vzorce (36)
ΔР f = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 kPa
Průtok vypařující se vody v komoře vypočítáme podle vzorce
G w isp \u003d G (d o - d s) 10-3 (39)
G w isp \u003d 14493,6 (9,2–4,8) 10-3 \u003d 63,8 kg/h
Jak je z výpočtu patrné, nejvyšší průtok vody (26,8 m 3 /h) a nejvyšší tlak vody před tryskami (50,4 kPa) odpovídá chladnému období. Tyto parametry jsou brány jako vypočtené při výběru čerpadla.
3.8.2 Výpočet ohřívačů vzduchu
Výpočet ohřívačů vzduchu se provádí pro dvě období roku: nejprve se počítají pro chladné období, poté pro teplé období roku.
Samostatně také vypočítejte ohřívače vzduchu prvního a druhého ohřevu.
Účelem výpočtu ohřívačů vzduchu je určit požadované a dostupné teplosměnné plochy a jejich způsob provozu.
Při kontrole výpočtu jsou nastaveny typem a počtem základních ohřívačů vzduchu podle značky centrální klimatizace, to znamená, že nejprve akceptují standardní uspořádání a upřesňují jej výpočtem.
chladné období
Při výpočtu počítejte:
Teplo potřebné k ohřevu vzduchu, W
Q woz \u003d 18655,3 W;
Spotřeba teplé vody, kg/h:
Gw = 3,6Q wz /4,19(t w n - t w k) = 0,859Q wz / (t w n - t w k) (40)
G w \u003d 0,859 18655,3 / (150 - 70) \u003d 200,3 kg / h;
V závislosti na značce klimatizace se volí počet a typ základních výměníků tepla, pro které se počítá hmotnostní rychlost vzduchu ve volné části ohřívače vzduchu, kg / (m 2 s):
ρv = G woz /3600 f woz,(41)
kde f woz je otevřená plocha pro průchod vzduchu v ohřívači vzduchu, m2
Rychlost pohybu teplé vody potrubím výměníku tepla, m/s
w = G w /(ρ w f w 3600), (42)
kde ρ w je hustota vody při její průměrné teplotě, kg/m3;
f w - plocha průřezu pro průchod vody, m 2.
w \u003d 200,3 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,038 m/s.
Přijímáme rychlost rovnou 0,1 m/s
Součinitel prostupu tepla, W / (m 2 K)
K = a(ρv) q w r, (43)
kde a, q, r jsou koeficienty
Průměrný teplotní rozdíl mezi chladicími kapalinami:
Δt cf = (t w n + t w k) / 2 - (t n + t k) / 2 (44)
Δtav = (150 + 70)/2 - (-18 +28)/2 = 35 °C
Potřebná teplosměnná plocha, m 2
F tr \u003d Q woz / (K Δt cf) (45)
F tr \u003d 18655,3 / (27,8 35) \u003d 19,2 m 2
[(F r - F tr)/ F tr ] 100≤15 %(46)
[(36,8 – 19,2)/ 19,2] 100 = 92 %
Podmínka není splněna, ohřívač vzduchu VH1 přijímáme s rezervou.
a) chladné počasí
Q woz \u003d 6447 W;
Spotřeba teplé vody, kg / h, podle vzorce (40)
G w \u003d 0,859 6447 / (150 - 70) \u003d 69,2 kg / h;
V závislosti na značce klimatizace se volí počet a typ základních výměníků tepla, pro které se vypočítá hmotnostní rychlost vzduchu v otevřené části ohřívače vzduchu, kg / (m 2 s), podle vzorce ( 41) ρv \u003d 14493,6 / 3600 2,070 \u003d 1,94 kg / (m 2 s);
Rychlost pohybu horké vody potrubím výměníku tepla, m / s, podle vzorce (42)
w \u003d 69,2 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,013 m/s.
Přijímáme rychlost rovnou 0,1 m/s.
Součinitel prostupu tepla, W / (m 2 K), podle vzorce (43)
K \u003d 28 (1,94) 0,448 0,1 0,129 \u003d 27,8 W / (m 2 K);
Průměrný teplotní rozdíl mezi chladicími kapalinami podle vzorce (44)
Δtav = (150 + 70)/2 - (13,8 +14,2)/2 = 26 °C
Potřebná teplosměnná plocha, m 2, podle vzorce (45)
F tr \u003d 6447 / (27,8 26) \u003d 8,9 m 2
Podmínku zkontrolujeme vzorcem (46)
[(36,8 – 8,9)/ 8,9] 100 = 313 %
b) teplé období
Podle výše navržených vzorců (40) - (46) přepočítáme na teplé období
Q woz \u003d 23369,5 W;
G w \u003d 0,859 23369,5 / (70–30) \u003d 501,8 kg/h
ρv \u003d 14493,6 / 3600 2,070 \u003d 1,94 kg / (m 2 s);
w \u003d 501,8 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,094 m/s.
Pro další výpočty bereme rychlost rovnou 0,1 m/s.
K \u003d 28 (1,94) 0,448 0,1 0,129 \u003d 27,88 W / (m 2 K);
Δtav = (30 + 70)/2 - (12 +19)/2 = 34,5 °С
F tr \u003d 23369,5 / (27,88 34,5) \u003d 24,3 m 2
V tomto případě musí být splněna následující podmínka: mezi dostupnou plochou F p (předběžně zvolený ohřívač vzduchu) a požadovanou plochou F tr by rezerva teplosměnné plochy neměla přesáhnout 15 %.
[(36,8 – 24,3)/ 24,3] 100 = 51 %
Podmínka není splněna, ohřívač vzduchu VH2 přijímáme s rezervou.
3.8.3 Výběr vzduchových filtrů
Pro čištění vzduchu od prachu v SLE jsou součástí filtry, jejichž konstrukční řešení je dáno povahou tohoto prachu a požadovanou čistotou vzduchu.
Volba vzduchového filtru se provádí podle [2, kn.2].
Na základě dostupných dat vybíráme filtr FR1-3.
3.8.4 Výpočet aerodynamického odporu klimatizačních systémů
Celkový aerodynamický odpor SCR se zjistí podle vzorce
R s = ΔR pc + ΔR f + ΔR in1 + ΔR ok + ΔR in2 + ΔR pr + AR in.v. , (47)
kdeΔР pc je odpor přijímací jednotky, Pa
ΔР ks = Δh ks (L/L c) 1,95 (48)
(zde L je vypočtená objemová produktivita SCW, m3/h;
L až - objemový výkon klimatizace, m 3 / h;
Δh pc - blokový odpor při jmenovitém výkonu klimatizace (Δh pc = 24 Pa), Pa);
ΔР pc \u003d 24 (12078 / 20000) 1,95 \u003d 8,98 Pa;
ΔР f – aerodynamický odpor filtru (při maximální prašnosti filtru ΔР f = 300 Pa), Pa;
ΔР в1 – aerodynamický odpor prvního ohřívače vzduchu, Pa;
ΔР в1 = 6,82 (ρv) 1,97 R
ΔР в1 \u003d 6,82 (1,94) 1,97 0,99 \u003d 24,9 W.
ΔР в2 – aerodynamický odpor druhého ohřívače vzduchu, Pa
ΔР в2 \u003d 10,64 (υρ) 1,15 R, (49)
(zde R je koeficient závislý na aritmetické střední teplotě vzduchu v ohřívači vzduchu);
ΔР в2 \u003d 10,64 (1,94) 1,15 1,01 \u003d 23,03 Pa;
ΔР ok - aerodynamický odpor závlahové komory, Pa
ΔР dobře \u003d 35 υ dobře 2, (50)
(zde υ ok je rychlost vzduchu v zavlažovací komoře, m/s);
ΔР ok \u003d 35 2,5 2 \u003d 218,75 Pa;
ΔР pr - aerodynamický odpor spojovacího úseku, Pa
ΔР pr = Δh pr (L/L c) 2 , (51)
(zde Δh pr – odpor sekce při jmenovité kapacitě (Δh pr = 50 Pa), Pa);
ΔР pr \u003d 50 (12078/20000) 2 \u003d 18,2 Pa;
ΔР w.v - aerodynamický odpor ve vzduchovodech a rozdělovačích vzduchu (ΔР w.v = 200 Pa), Pa.
Pc \u003d 8,98 + 300 + 24,9 + 218,75 + 23,03 + 18,2 + 200 \u003d 793,86 Pa.
3.9 Výběr ventilátoru klimatizace
Počáteční data pro výběr ventilátoru jsou:
Výkon ventilátoru L, m 3 /h;
Jmenovitý tlak vyvinutý ventilátorem P y, Pa a určený vzorcem
P y \u003d P s [(273 + t p) / 293] P n / P b, (52)
kde t p je teplota přiváděného vzduchu v teplém období roku, °С;
P n - tlak vzduchu za normálních podmínek (P n \u003d 101320 Pa), Pa;
P b - barometrický tlak v místě instalace ventilátoru, Pa.
P y \u003d 793,86 [(273 + 20) / 293] 101230 / 101000 \u003d 796 Pa.
Na základě získaných dat vybíráme ventilátor V.Ts4-75 verze E8.095-1.
n in = 950 ot./min
N y \u003d 4 kW
3.10 Výběr čerpadla pro zavlažovací komoru
Výběr čerpadla se provádí s ohledem na průtok kapaliny a požadované
ora. Průtok tekutiny musí odpovídat maximálnímu objemu
spotřeba cirkulační vody v závlahové komoře, m 3 / h
L w = G w max /ρ, (53)
kde Gw max je maximální hmotnostní průtok vody v OCF, kg/h;
ρ je hustota vody vstupující do OCF, kg/m 3 .
L w \u003d 26813,2 / 1000 \u003d 26,8 m 3 / h
Požadovaná hlava čerpadla H tr, m vody. Art., určeno vzorcem
Н tr = 0,1Р f + ΔН, (54)
kde Р f je tlak vody před tryskami, kPa;
ΔH - tlaková ztráta v potrubí s přihlédnutím k výšce stoupání ke kolektoru (pro zavlažovací komory ΔH = 8 m w.c.), m w.c. Svatý..
H tr \u003d 0,1 50,4 + 8 \u003d 13,04 m vody. Umění.
Podle získaných údajů vybereme čerpadlo a elektromotor k němu.
Parametry vybraného čerpadla:
Název: KK45/30A;
Spotřeba kapaliny 35 m 3 /h;
Celková výška 22,5 m w.c. Umění.;
Parametry vybraného elektromotoru:
Typ A02-42-2;
Hmotnost 57,6 kg;
Výkon 3,1 kW.
3.11 Výpočet a výběr hlavního zařízení chladicího systému
Účelem výpočtu hlavního vybavení chladicího systému je:
Výpočet požadovaného chladicího výkonu a výběr typu chladicího stroje;
Zjištění provozních parametrů chladicího stroje a na jejich základě provedení ověřovacího výpočtu hlavních prvků chladicí jednotky-výparníku a kondenzátoru.
Výpočet se provádí v následujícím pořadí:
a) zjistěte požadovaný chladicí výkon chladicího stroje, W
Q x \u003d 1,15 Q cool, (55)
kde Q cool - spotřeba za studena, W.
Q x \u003d 1,15 47216 \u003d 59623,4 W
b) s přihlédnutím k hodnotě Q x vybereme typ chladicího stroje MKT40-2-1.
c) určete režim provozu chladicího stroje, pro který vypočítáme:
Teplota vypařování chladiva, °C
ta \u003d (t w k + t x) / 2 - (4 ... 6), (56)
kde tw k je teplota kapaliny opouštějící irigační komoru a vstupující do výparníku, °С;
t x je teplota kapaliny opouštějící výparník a vstupující do irigační komory, °С.
Teplota kondenzace chladiva, °С
t k \u003d t w k2 +Δt, (57)
kde t w k2 je teplota vody opouštějící kondenzátor, °С
t w k2 = t w k1 +Δt (58)
(zde tw k1 je teplota vody vstupující do kondenzátoru ° С (Δt \u003d 4 ... 5 ° С); zatímco t k by neměla překročit + 36 ° С.)
t w k1 \u003d t mn + (3 ... 4), (59)
kde t mn je teplota venkovního vzduchu podle mokrého teploměru v teplém období roku, °С.
ta \u003d (3,32 + 9,11) / 2 - 4 \u003d 2,215 ° С
t mn \u003d 10,5 ° С
t w k1 \u003d 10,5 + 4 \u003d 10,9 ° С
t w k2 \u003d 10,9 + 5 \u003d 15,9 ° С
t k \u003d 15,9 + 5 \u003d 20,9 ° С
Teplota podchlazení kapalného chladiva před regulačním ventilem, °С
t pruh \u003d t w k1 + (1 ... 2)
t pruh \u003d 10,9 + 2 \u003d 12,9 ° С
Teplota nasávání par chladiva do válce kompresoru, °С
t slunce \u003d t a + (15 ... 30), (60)
kde t a je teplota vypařování chladiva, °С
t slunce \u003d 0,715 + 25 \u003d 25,715 ° С
d) provést ověřovací výpočet zařízení, pro které vypočítají:
Povrch výparníku podle vzorce
F a \u003d Q cool /K a Δt srov.i, (61)
kde K a - koeficient prostupu tepla trubkového výparníku pracujícího na freonu 12 (K a = (350 ... 530) W / m 2 K);
Δt av.i - průměrný rozdíl teplot mezi nosiči tepla ve výparníku, určený vzorcem
Δt cf.i = (Δt b - Δt m) / 2,3 lg Δt b / Δt m (62)
Δt b \u003d Δt w 2 - ta (63)
Δt b \u003d 9,11 - 2,215 \u003d 6,895 ° С (64)
Δt m \u003d 3,32 - 2,215 \u003d 1,105 ° С
Δt av.i \u003d (6,895–1,105) / 2,3 lg6,895 / 1,105 \u003d 3,72 ° С
F a \u003d 47216 / 530 3,72 \u003d 23,8 m 2
Vypočtený povrch F a porovnejte s povrchem výparníku F a `, uvedeným v technické specifikace chladicí stroj; v tomto případě podmínka
F a ≤ F a `
23,8 m2< 24 м 2 – условие выполняется
Povrch kondenzátoru podle vzorce
F k \u003d Q k / K k Δt sr.k, (65)
Q k \u003d Q x + N k.in, (66)
(zde N k.in je spotřebovaný indikátorový výkon kompresoru; s určitou rezervou lze brát indikátorový výkon rovný příkonu kompresoru, W);
K k - koeficient přenosu tepla trubkového kondenzátoru pracujícího na freonu 12 (K k \u003d (400 ... 650) W / m 2 K);
Δtav.k - průměrný teplotní rozdíl mezi nosiči tepla v kondenzátoru, určený vzorcem, ° С
Δt cf. = (Δt b – Δt m)/2,3 lg Δt b / Δt m (67)
Δt b = t k - t w k1 (68)
Δt b \u003d 20,9 - 3,32 \u003d 17,58 ° С
Δt m = t až - t w až 2 (69)
Δt m \u003d 20,9 - 9,11 \u003d 11,79 ° С
Δt av.c = (17,58 - 11,79) / 2,3 lg 17,58 / 11,79 = 14 ° С
Q k \u003d 59623,4 + 19800 \u003d 79423,4 W
F k \u003d 79423,4 / 400 14 \u003d 14,2 m 2
Vypočtený povrch kondenzátoru F porovnat s povrchem kondenzátoru F až `, jehož číselná hodnota je uvedena v technických charakteristikách chladicího stroje, přičemž musí být splněna podmínka
F až ≤ F až `
14,2 m 2 ≤ 16,4 m 2 - podmínka splněna.
Spotřeba vody v kondenzátoru, kg/s, se vypočítá podle vzorce
W \u003d (1,1 Q c) / c w (t w c2 - t w c1), (70)
kde c w je měrná tepelná kapacita vody (c w = 4190 J/(kg K))
W \u003d (1,1 79423,4) / 4190 (9,11 - 1,32) \u003d 2,6 kg/s.
Seznam použitých zdrojů
1. SNiP 2.04.05-91. Vytápění, větrání a klimatizace. – M.: Stroyizdat, 1991.
2. Vnitřní sanitární zařízení: Větrání a klimatizace /B.V. Barkalov, N.N. Pavlov, S.S. Amirjanov a další; Ed. N.N. Pavlova Yu.I. Schiller: Ve 2 knihách. – 4. vyd., přepracované. a doplňkové - M .: Stroyizdat, 1992. Kniha. 1, 2. Část 3.
3. Averkin A. G. Příklady a úkoly ke kurzu "Klimatizace a chlazení": Učebnice. příspěvek. - 2. vydání, Rev. a doplňkové - M.: Nakladatelství DIA, 2003.
4. Averkin A. G. Klimatizace a chlazení: Směrnice do kurzu. – Penza: PISI, 1995.
