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Die Wahl des Kühlsystems ist von großer Bedeutung. Es bestimmt die Sicherheit und Schrumpfung der Fracht, den Energieverbrauch pro Einheit der transportierten Produkte, die Transportsicherheit, die effiziente Nutzung des Frachtvolumens usw.
Betrachten wir die Hauptanforderungen, die das Laderaumkühlsystem des Schiffes erfüllen muss:
Bereitstellung eines gleichmäßigen (homogenen) Temperaturfeldes an jedem Punkt im Laderaum mit minimalen Abweichungen von den optimalen Werten für eine bestimmte Ladung;
eine große Speicherkapazität (Trägheit) aufweisen, um den Temperaturanstieg im Laderaum während eines vorübergehenden Stopps der Kältemaschine zu verlangsamen;
Sorgen Sie für einen möglichst geringen Temperaturunterschied zwischen der Temperatur der Ladung und dem Siedepunkt des Kältemittels. Dies ermöglicht es, bei einer gegebenen Temperatur der Kammer den Höchstwert des Leistungskoeffizienten der Maschine und den niedrigsten Energieverbrauch für den Warentransport zu erhalten.
Kühlgeräte und Kühlmittelabwassersysteme sollten in Gewicht und Abmessungen klein sein. Es ist notwendig zu wissen, dass die kleinen Abmessungen der Kühlflächen nur durch Erhöhung der Werte der Wärmedurchgangskoeffizienten erreicht werden können.
Gewährleistung von Zuverlässigkeit, Einfachheit und Komfort im Betrieb, Sicherheit für Personen und Zünder, normale Überwachung des Kühlregimes, einfache Regulierung, Revision, Reparatur usw.
Für Proviantkammern eines Trockenfrachtschiffes ist es wirtschaftlicher, ein Luftkühlsystem mit direkter Verdampfung des Kältemittels in Verdunstungsbatterien einzusetzen. Denn Kältemittelsysteme sind weniger wirtschaftlich als Direktkühlsysteme: Die Wärmeübertragung erfolgt zweimal – von der Luft zur Sole und von der Sole zum Kältemittel. Dadurch erhöht sich ceteris paribus die Gesamttemperaturdifferenz zwischen Ladung und verdampfendem Kältemittel und beträgt 11 ... 12 °C, was die Wirtschaftlichkeit des Kompressors verschlechtert und seine Größe erhöht. Außerdem steigen die Kosten für den Antrieb der Solepumpen.
Systeme mit einem Zwischenkältemittel haben auch eine geringe Kühleffizienz des Kältemittels, was die großen Gewichts- und Größenindikatoren von Solesystemen vorbestimmt.
Das Luftkühlsystem hat sich in Transport- und Industriekühlschränken, insbesondere beim Einsatz von Freon-Kältemaschinen, durchgesetzt. Dieses System wird besonders für Kühlschränke bevorzugt, die atmungsaktive Waren (Obst, Gemüse) transportieren.
Das Luftkühlsystem, das von Kühlmaschinen auf Freon-R-22 bedient wird, sorgt am besten für eine Steigerung der technischen und wirtschaftlichen Kennziffern von Industrie- und Transportkühlschränken.
Die Zirkulation der gekühlten Luft in den Kammern wird durch Ventilatoren gewährleistet, die die Luft durch direkt kühlende Luftkühler treiben.
Deutlich geringeres Gewicht und Abmessungen der Kühlgeräte erhöhen das nutzbare Volumen der Kammern erheblich.
Luftgekühltes versus batteriegekühltes („geräuschloses“) Kühlsystem hat eine Reihe von Vor- und Nachteilen, deren gegenseitige Beeinflussung bei der technischen und wirtschaftlichen Analyse der verglichenen Systeme berücksichtigt wird. Vorteile des Luftsystems: deutlich geringerer Metallverbrauch, längere Lebensdauer, komfortablere Bedienung, erhöhte Ladekapazität bei sonst gleichen Bedingungen. All diese Faktoren reduzieren die Abschreibungskosten, die Betriebskosten und verbessern die Tragfähigkeit des Schiffes. Beim Vorhandensein eines Luftsystems ermöglichen periodisch durchgeführte Abtauungen der Luftkühler, die Leistung der Kältemaschine effizienter zu nutzen, während bei „stiller“ Kühlung die über die gesamte Reisedauer wachsende Reifschicht deutlich abnimmt verschlechtert die Effizienz der Kühlbatterien und führt zu einer Verringerung der Leistungszahl der Mapgin mit einem entsprechenden Anstieg des Energieverbrauchs. Die Nachteile des Luftsystems sind: erhöhte Kühlleistung der Anlage, verbunden mit der Notwendigkeit, zusätzliche Wärmezufuhren in Höhe der Leistung der Ventilatoren zu kompensieren, und etwas stärkere Schrumpfung des Produkts, verbunden mit intensiverem Wärme- und Stoffaustausch.
Machbarkeitsstudien von Luftkühlsystemen zeigen die Vorteile dieser Systeme gegenüber dem Batteriekühlsystem, und daher gilt das Luftkühlsystem als das fortschrittlichste und vielversprechendste.
Abb.2. Schematische Darstellung des Luftkühlsystems mit Direktverdampfung von Schiffskühlräumen.
4. Wahl der Isoliermaterialien. Berechnung der Isolierstruktur.
Der Hauptverbraucher von Kälte im Kühltransport ist die Wärme, die von außen durch die umschließenden Strukturen in die Kühlräume eindringt. Die Reduzierung externer Wärmezuflüsse trägt zur Reduzierung des Kältebedarfs des Schiffes bei. Dies kann durch eine Wärmedämmung der umschließenden Flächen erreicht werden. Je geringer die Wärmeleitfähigkeit des Dämmstoffes und je größer seine Dicke, desto weniger Wärme dringt in den Raum ein. Mit zunehmender Dicke der Isolierung nimmt jedoch das nutzbare Ladevolumen der isolierten Räumlichkeiten ab und die Kosten für das Isoliermaterial und seine Installation steigen. Auf modernen Kühlschiffen reduzieren Isolierstrukturen das Volumen des Laderaums um 15 ... 30%, was sich negativ auf die Rentabilität des Transports auswirkt. Daher werden zur Wärmedämmung Materialien mit einem niedrigen Wärmeleitkoeffizienten verwendet.
An Dämmstoffe im Schiffbau werden noch eine Reihe weiterer wichtiger Anforderungen gestellt, die deren hohe Leistungsfähigkeit bestimmen:
Hohe Wärmeabschirmeigenschaften (niedriger Wärmeleitfähigkeitskoeffizient λ [W/(m·K)];
Niedrige Dichte ρ , kg / m³;
Hohe mechanische Festigkeit und Elastizität, widersteht Vibrationen und Verformungen des Schiffsrumpfes;
Frostbeständigkeit (Fähigkeit, der Zerstörung der Isolierung unter variablen Temperaturbelastungen zu widerstehen);
Feuerbeständigkeit und Unbrennbarkeit;
Mangel an Gerüchen und Immunität gegen sie;
Geringe Feuchtigkeitskapazität und geringe Hygroskopizität;
Minimale Schrumpfung von Schüttdämmstoffen;
Verursacht oder trägt nicht zur Korrosion von Oberflächen bei;
Beeinflussen Sie nicht die Gesundheit der Menschen;
Ausreichende Resistenz gegen Fäulnisbakterien und Pilze;
Billigkeit, Verfügbarkeit, einfacher Transport, Installation und Betrieb, Langlebigkeit.
Existierende Isoliermaterialien können nicht alle oben genannten Anforderungen gleichzeitig ausreichend erfüllen. Daher richten sie sich bei ihrer Auswahl nach der Erfüllung nur der Grundanforderungen, abhängig vom Zweck des Schiffes, dem Fahrtgebiet usw. Darüber hinaus kann der Einfluss einer Reihe von Mängeln durch die beseitigt oder erheblich verringert werden erstellte rationale Isolierstruktur, die Folgendes bietet:
Schutz der Dämmstruktur vor Feuchtigkeit durch Aufbringen einer Dampfschutzbeschichtung und (oder) Aufbringen von Trockenschichten für den Tag des Trocknens der Dämmung während des Betriebs;
Schutz der Isolierung gegen das Eindringen von Nagetieren durch Installation spezieller Metallgitter;
Die Kontinuität der Isolierschicht und ihre Dicke tragen zur Wirksamkeit der Hitzeschutzeigenschaften von Zäunen über einen langen Betriebszeitraum bei.
Materialien mit kleinen und geschlossenen Poren haben gute Isoliereigenschaften. In modernen Dämmstoffen erreicht die Anzahl der geschlossenen Poren, die in 1 cm 3 des Materials enthalten sind, mehrere Tausend. Solche Materialien erfordern keine zusätzlichen Dampfsperrmaßnahmen und müssen nicht getrocknet werden.
Die modernsten Vertreter hocheffizienter Wärmedämmstoffe sind Schaumstoffe. In letzter Zeit wurden viele verschiedene Schäume erhalten, die eine hohe Feuchtigkeitsbeständigkeit, eine hohe Festigkeit und niedrige Dichte- und Wärmeleitfähigkeitswerte aufweisen.
Daher werden wir als wärmeisolierendes Material für Versorgungskammern Platten aus Polyvinylchloridharz mit einem anorganischen Gasbildner PVC-1 verwenden, bei denen es sich um ein poröses Material handelt, dessen Zellen mit Luft gefüllt und voneinander isoliert sind andere durch dünne Wände. PVC-1 verrottet nicht, glimmt in einer Flamme, verursacht keine Korrosion. Mit erhitzten Platten können Sie Formteile in Bezug auf den Satz des Gefäßes erstellen.
Thermophysikalische Eigenschaften des Dämmstoffes:
Dichte - ρ \u003d 90 ... 130 kg / m 3
λ und h = 0,058 W/(m·K)
Die isolierenden Strukturen der Kühlräume von Schiffen werden in drei Haupttypen unterteilt: Rümpfe, die nicht von einem Stahlsatz durchschnitten werden; einen Satz überlappend oder normal und einen Satz umgehend.
X 
Kühlkammern befinden sich in der Nähe der Kombüse, daher werden wir die erste Art von Isolierstruktur verwenden, um glatte Metalloberflächen zu isolieren. Solche Strukturen durchschneiden den Stahlsatz des Schiffsrumpfes nicht, daher bestehen sie aus Materialien, deren Wärmeleitfähigkeitskoeffizienten sich nicht um mehr als das Zehnfache unterscheiden. Konstruktionen dieser Art werden verwendet, um den zweiten Boden, Decks, Schotten und glatte Seiten von Kühlräumen zu isolieren (Abb. 3).
Abb. 3. Schott-Isolierstruktur.
1 - Metallummantelung; 2 - verstärkende Holzstangen;
3 - Isoliermaterial; 4 - Holzverkleidung der Isolierung.
Einfache Isolationskonstruktionen für glatte Schotte, Decks aus Materialien mit leicht unterschiedlichen Wärmeleitfähigkeitskoeffizienten werden nach den Gesetzen parallel zum Wärmestrom berechnet.
Berechnung des Isolieraufbaus nach der Methode der parallelen Wärmeströme:
Die Hauptabmessungen der Struktur:
S= 800mm
AUS= 60mm
δ d= 60mm
δ aus=150mm
Holzfutter und -stangen - Kiefer entlang der Fasern:
Dichte - ρ \u003d 500 kg / m 3
Koeffizient der Wärmeleitfähigkeit - λ d= 0,4 W/(m·K)
Wärmekapazität – c= 2,3 kJ/(kg·K)
/(0,15+0,06)= 1,90W/(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)
Berechnung des Isolieraufbaus nach dem Kreislaufverfahren:
Abstandsmaße:
b=70 mm Abb.4. Normales Isolationsdesign
mit Längsstäben
Der Wärmestrom verläuft entlang der Linie des geringsten Widerstands, d.h. die größte Bogenlänge eines Viertelkreises ist gleich der Höhe des eingestellten Profils:
(2 170)/π=0,108 m
Der Abstand ist in 6 Zonen unterteilt, deren Breite gleich ist:
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
Wir berechnen den Wärmefluss jeder Zone:
m e \u003d λ von / λ d \u003d 0,058 / 0,4 \u003d 0,145 - Dicke entspricht einer 1 m dicken Holzschicht;
ich 
Zone:
0,690 froh
Der Wärmeleitfähigkeitskoeffizient der gesamten Struktur:
(0,0516+0,0425+0,1198+0,0072+0,00914+0,1311)/0,8=
Auswahl eines Kühlsystems für REA eines bestimmten Typs. Das Kühlverfahren bestimmt weitgehend das Design des REA, also bereits in einem frühen Designstadium, d. h. im Stadium eines technischen Vorschlags oder Entwurfsentwurf, ist es notwendig, ein REA-Kühlsystem auszuwählen. Eine erfolglose Lösung für dieses Problem kann erst in späteren Phasen des Designs (detaillierte Studie des Designs, Testen eines Prototyps usw.) entdeckt werden, was die Arbeit eines großen Teams zunichte machen kann und die Zeit für die Erstellung von REA erheblich verlängert .
In den ersten Phasen des Entwurfs steht dem Designer eine technische Aufgabe (TOR) zur Verfügung, die normalerweise die folgenden sehr begrenzten Informationen enthält:
Die Gesamtleistung Ф der Wärmefreisetzung im Block;
Bereich der möglichen Temperaturänderung Umfeld
Umgebungsdruckgrenzen -
Dauerbetrieb des Gerätes -
Zulässige Elementtemperaturen -
Maschinenfüllfaktor
(12.1)
Wobei Vi das Volumen des i-ten CEA-Elements ist; n ist die Anzahl der Elemente; V ist das von REA belegte Volumen. Es ist auch erforderlich, die horizontalen (Li, L2) und vertikalen (L3) Abmessungen des Gehäuses der elektronischen Ausrüstung festzulegen. Diese ersten Daten reichen für eine detaillierte Analyse des CEA-Wärmeregimes nicht aus, können aber für eine vorläufige Bewertung und Auswahl eines Kühlsystems verwendet werden. Letzteres ist probabilistischer Natur, d. h. es ermöglicht eine Einschätzung der Wahrscheinlichkeit, den gemäß den technischen Spezifikationen spezifizierten thermischen Modus der REA für das gewählte Kühlverfahren bereitzustellen. Gemäß den Ergebnissen der Verarbeitung statistischer Daten für reale Strukturen, detaillierter thermischer Berechnungen und Daten aus Testmodellen wurden Diagramme erstellt (Abb. 12.1), die die Bereiche der angemessenen Anwendung verschiedener Kühlmethoden charakterisieren. Diese Diagramme sind für den kontinuierlichen Betrieb von REA erstellt und verknüpfen zwei Hauptindikatoren: 
. Erster Indikator 
Überhitzung gegenüber der Umgebung tc des am wenigsten hitzebeständigen Elements, für das die zulässige und in der technischen Spezifikation angegebene Temperatur einen Mindestwert hat.
Beachten Sie, dass für freie Kühlung, d. h. der maximalen Umgebungstemperatur gemäß Spezifikation entspricht; für forcierte Kühlung, d.h. entspricht der Temperatur der Luft (Flüssigkeit) am Einlass zum REA. Der zweite Indikator q ist gleich der Dichte des Wärmeflusses, der durch den bedingten Bereich der Wärmeaustauschfläche fließt:
(12.2)
Abbildung 12.1 Geeignete Bereiche für verschiedene Kühlmethoden
Wobei F die von dieser Oberfläche abgegebene Gesamtleistung ist; Koeffizient unter Berücksichtigung des Luftdrucks (bei atmosphärischem Druck der durch Formel (12.1) bestimmte Füllfaktor).
Auf Abb. 12.1 Es werden zwei Arten von Bereichen vorgestellt: in einem kann die Verwendung einer beliebigen Kühlmethode empfohlen werden (nicht schattiert: 1 – freie Luft, 3 – Zwangsluft, 5 – Zwangsverdunstung); in einem anderen ist es möglich, zwei oder drei Kühlmethoden zu verwenden (schraffiert: 2 – freie und forcierte Luft, 4 – forcierte Luft und Flüssigkeit, 6 – forcierte Flüssigkeit und freie Verdunstung, 7 – forcierte Flüssigkeit, forcierte und freie Verdunstung, 8 – frei forciert und frei verdunstend, 9-frei und forciert verdunstend).
Die oberen Kurven in Abb. 2.1 wird normalerweise verwendet, um die Kühlung großer Elemente auszuwählen - große Lampen, Magnete, Drosseln usw. Die unteren Kurven werden verwendet, um das Kühlsystem für Blöcke, Gestelle usw. auszuwählen, die an diskreten Mikrominiaturelementen ausgeführt werden.
Wenn die CEA-Indikatoren in den schraffierten Bereich fallen (es ist möglich, zwei oder drei Kühlmethoden zu verwenden), wird die Aufgabe der Auswahl einer Kühlmethode komplizierter und es sind detailliertere Berechnungen erforderlich.
Lassen Sie uns zusätzliche Daten angeben, die es uns ermöglichen, den Luftdruck zu berücksichtigen. in Formel (12.2) wird letzteres durch den Koeffizienten kp berücksichtigt, der auf der Grundlage von Berechnungen und Experimenten gefunden wurde. Mit abnehmendem Luftdruck steigt die Temperatur der elektronischen Geräteelemente; Lassen Sie uns den Luftdruck außerhalb der Einheit mit p1 und innerhalb mit p2 bezeichnen. Für eine geschlossene Einheit ist der Wert von kp im Anhang angegeben (siehe Tabelle A.11). Der Koeffizient kp berücksichtigt die Verschlechterung der REA-Kühlung bei reduziertem Druck nur unter Bedingungen freier Luftkonvektion.
Beachten Sie, dass die Wahl eines Kühlsystems nicht auf die Bestimmung der Kühlfläche beschränkt ist, sondern auch die technische Machbarkeit der Implementierung dieser Kühlmethode REA berücksichtigt werden muss, dh Masse, Volumen, Stromverbrauch. Wie die Erfahrung zeigt, ist es mit rationalem Design möglich, ein gegebenes thermisches Regime von REA an Bord bereitzustellen spezifischen Verbrauch Luft ist nicht höher als 180-250 kg / (h * kW).
Für stationäre REA, wo es weniger strenge Beschränkungen hinsichtlich Abmessungen, Gewicht und Stromverbrauch gibt, kann der Luftstrom auf 250-350 kg/(h-kW) erhöht werden. Für mit Luft gekühltes CEA wurde das thermische Regime am vollständigsten untersucht. In diesen Fällen kann man nicht nur das eine oder andere Luftkühlsystem empfehlen, sondern auch die Wahrscheinlichkeit abschätzen, mit der das gewählte Kühlsystem ein bestimmtes thermisches Regime bereitstellt.
RES-Wärmetauscher.
Ein Wärmetauscher ist ein Gerät, in dem der Prozess der Wärmeübertragung von einem Kühlmittel auf ein anderes durchgeführt wird. Solche Geräte sind zahlreich und sehr unterschiedlich in Bezug auf ihren technologischen Zweck und ihr Design. Nach dem Funktionsprinzip können Wärmetauscher in rekuperativ, regenerativ und mischend unterteilt werden.
Rekuperative Geräte sind solche, bei denen Wärme von einem heißen Kühlmittel zu einem kalten durch eine sie trennende Wand übertragen wird. Beispiele für solche Geräte sind Dampfgeneratoren, Heizungen, Kondensatoren usw.
Regenerative Geräte sind solche, bei denen dieselbe Heizfläche entweder mit heißem oder kaltem Kühlmittel gewaschen wird. Wenn eine heiße Flüssigkeit fließt, wird Wärme von den Wänden des Apparats wahrgenommen und sammelt sich in ihnen; wenn eine kalte Flüssigkeit fließt, wird diese gespeicherte Wärme von ihr wahrgenommen. Ein Beispiel für solche Geräte sind Regeneratoren von Herd- und Glasschmelzöfen, Lufterhitzer von Hochöfen usw.
Bei rekuperativen und regenerativen Apparaten ist der Prozess der Wärmeübertragung zwangsläufig mit der Oberfläche eines Festkörpers verbunden. Daher werden solche Geräte auch als Oberfläche bezeichnet.
In Mischern erfolgt der Wärmeübertragungsprozess durch direkten Kontakt und Vermischen von heißen und kalten Kühlmitteln. In diesem Fall erfolgt die Wärmeübertragung gleichzeitig mit dem Stoffaustausch. Ein Beispiel für solche Wärmetauscher sind Kühltürme (Kühltürme), Wäscher usw. Die speziellen Namen von Wärmetauschern werden normalerweise durch ihren Zweck bestimmt, zum Beispiel Dampferzeuger, Öfen, Wassererhitzer, Verdampfer, Überhitzer, Kondensatoren, Entlüfter, usw. Trotz der großen Vielfalt von Wärmetauschern nach Typ, Gerät, Funktionsprinzip und Arbeitsorganen ist ihr Zweck jedoch letztendlich derselbe, nämlich die Übertragung von Wärme von einer heißen Flüssigkeit zu einer anderen kalten. Daher bleiben die wichtigsten Bestimmungen der thermischen Berechnung für sie gleich.
Wärmetauscher unterscheiden sich in den Eigenschaften der Temperaturverteilung entlang der Länge des Kanals:
wobei T 1 ’ und T 2 ’ die Temperaturen am Eintritt des Wärmetauschers sind; T 1 "" und T 2 "" - am Ausgang.
Alle Wärmetauscher werden basierend auf den Wärmeaustauschbedingungen in zwei Gruppen eingeteilt. Die Wärmeübertragung von einem heißen Kühlmittel auf ein kaltes Kühlmittel kann entweder durch eine feste Wand oder durch eine Phasengrenzfläche erfolgen. Durch eine feste Wand - ein rekuperativer Wärmetauscher, durch eine Phasengrenze - ein Kühlturm.
Die OST-Referenzbücher enthalten die Eigenschaften von Wärmetauschern, die von der Industrie für RES hergestellt werden.
Das Hauptmerkmal von Wärmetauschern ist die spezifische Fläche der Wärmetauscherfläche:
; S Schläge ≈ 4500 und mehr.
Merkmale des Betriebs von Wärmetauschern:
1. Die Bewegungsart des Kühlmittels. Im Kühlmittel muss ein turbulentes Regime realisiert werden. Gas - V ≈ 100 ÷ 150 m/s; Flüssigkeit - V ≈ 2,5 ÷ 3 m/s. Die im Wärmetauscher implementierten Modi müssen optimal gewählt werden.
2. Die thermische Auslegung von Wärmetauschern reduziert sich auf die Durchführung von Auslegungs- und Nachweisrechnungen.
a) Bei der Durchführung einer Auslegungsrechnung erfolgt die Auslegung des Apparates, Zweck der Berechnung ist die Bestimmung der Arbeitsfläche des Wärmetauschers, wenn die Massenströme des heißen und kalten Kühlmittels, ihre Eintritts- und Austrittstemperaturen sowie ihre spezifischen Wärmekapazitäten sind angegeben.
b) Die Nachweisrechnung wird für einen Wärmeübertrager mit bekannter Oberfläche (z. B. für einen ausgelegten Wärmeübertrager) durchgeführt. Der Zweck der Berechnung besteht darin, die Temperaturen des Kühlmittels am Ausgang des Wärmetauschers und den Wärmestrom F zu bestimmen, der vom heißen Kühlmittel zum kalten übertragen wird, dh den Betriebsmodus des Geräts einzustellen.
Einführung
1 Auswahl der Auslegungsparameter für Außen- und Innenluft
1.1 Auslegungsparameter für die Außenluft
1.2 Auslegungsparameter der Raumluft
2 Erstellung von Wärme- und Feuchtigkeitsbilanzen des Raumes
2.1 Berechnung der Wärmegewinne
2.1.1 Berechnung der Wärmegewinne von Personen
2.1.2 Berechnung der Wärmegewinne durch künstliche Beleuchtung
2.1.3 Berechnung der Wärmegewinne durch äußere Lichtöffnungen
und Beschichtungen durch Sonneneinstrahlung
2.1.4 Berechnung der Wärmegewinne durch Außengehäuse
2.1.5 Berechnung der Wärmegewinne durch verglaste Öffnungen aufgrund
Temperaturunterschied zwischen Außen- und Innenluft
2.2 Feuchtigkeitsberechnung
2.3 Bestimmung der Neigung des Prozessstrahls im Raum
3 Berechnung der Klimaanlage
3.1 Auswahl und Begründung der Art der Klimaanlagen
3.2 Auswahl der Luftverteilungsschemata. Definition von zulässig und
Betriebstemperaturunterschied
3.3 Bestimmung der Kapazität von Klimaanlagen
3.4 Ermittlung der Außenluftmenge
3.5 Klimatisierungsprozesse abbilden
auf Jd-Diagramm
3.5.1 Aufbau eines Klimaanlagen-Prozessdiagramms z
warme Jahreszeit
3.5.2 Erstellen eines Klimaanlagen-Prozessdiagramms für
kalte Jahreszeit
3.6 Ermittlung des Wärme- und Kältebedarfs in Anlagen
Klimaanlage
3.7 Auswahl der Marke der Klimaanlage und ihres Layouts
3.8 Berechnungen und Auswahl von Klimaanlagenelementen
3.8.1 Berechnung der Bewässerungskammer
3.8.2 Berechnung von Lufterhitzern
3.8.3 Luftfilter auswählen
3.8.4 Berechnung des Luftwiderstands von Klimaanlagen
3.9 Auswahl eines Klimagebläses
3.10 Auswahl einer Pumpe für eine Bewässerungskammer
3.11 Berechnung und Auswahl der Hauptausrüstung der Kälteanlage
4 UNIRS - Berechnung des SCR auf einem Computer
Anhang A - Jd-Diagramm. Warme Jahreszeit
Anhang B -Jd-Diagramm. Kalte Jahreszeit
Anhang D – Kühlsystem
Anhang D – Spezifikation
Anhang E - Plan an der Marke - 2.000
EINLEITUNG
Klimaanlage ist die automatisierte Wartung aller oder einzelne Parameter Luft (Temperatur, relative Luftfeuchtigkeit, Reinheit und Geschwindigkeit der Luftbewegung), um optimale Bedingungen zu schaffen, die für das Wohlbefinden der Menschen am günstigsten sind, aufrechtzuerhalten technologischer Prozess, um die Erhaltung kultureller Werte zu gewährleisten.
Die Klimaanlage wird in drei Klassen eingeteilt:
1. Gewährleistung der für den technologischen Prozess erforderlichen meteorologischen Bedingungen mit zulässigen Abweichungen außerhalb der Auslegungsparameter der Außenluft. Durchschnittlich 100 Stunden pro Jahr bei 24-Stunden-Arbeit oder 70 Stunden pro Jahr bei Einschicht-Tagarbeit.
2. Gewährleistung optimaler, sanitärer oder technologischer Standards mit zulässigen Abweichungen durchschnittlich 250 Stunden pro Jahr bei Rund-um-die-Uhr-Arbeit oder 125 Stunden pro Jahr bei Einschichtarbeit tagsüber.
3. Um akzeptable Parameter aufrechtzuerhalten, wenn sie nicht belüftet werden können, durchschnittlich 450 Stunden pro Jahr bei Arbeiten rund um die Uhr oder 315 Stunden pro Jahr bei Einschichtbetrieb tagsüber.
Zulassungsdokumente legen die optimalen und zulässigen Luftparameter fest.
Optimale Luftparameter sorgen für den Erhalt von normativen und funktionellen Eigenschaften thermischer Zustand Körper, ein Gefühl von thermischer Behaglichkeit und Voraussetzungen für hohes Level Leistung.
Zulässige Luftparameter sind eine Kombination daraus, bei der keine Schädigung oder Beeinträchtigung des Gesundheitszustandes vorliegt, jedoch unangenehme Wärmeempfindungen, Verschlechterung des Wohlbefindens und Leistungsabfall zu beobachten sind.
Zulässige Bedingungen gelten in der Regel in Gebäuden, die nur mit einer Lüftungsanlage ausgestattet sind.
Für optimale Bedingungen sorgen kontrollierte Klimaanlagen (SCR). So wird SLE eingesetzt, um ganzjährig optimale Bedingungen und saubere Raumluft zu schaffen und zu erhalten.
Ziel dieser Kursarbeit ist die Vertiefung theoretischer Kenntnisse und der Erwerb praktischer Berechnungsfähigkeiten sowie der Auslegung von Klimaanlagen (ACS).
In diesem Seminararbeit Der klimatisierte Saal ist das Auditorium des City Clubs für 500 Plätze in der Stadt Odessa. Die Höhe dieses Raumes beträgt 6,3 m, die Bodenfläche 289 m 2, die Dachbodenfläche 289 m 2, das Raumvolumen 1820,7 m 3.
1 AUSWAHL DER AUSLEGUNGSPARAMETER FÜR AUSSEN- UND INNENLUFT
Geschätzte Parameter der Außenluft.
Die Auslegungsparameter der Außenluft werden in Abhängigkeit von der geografischen Lage des Objekts ausgewählt.
Tabelle 1 – Geschätzte Parameter der Außenluft.
Geschätzte Parameter der Raumluft.
Die Auslegungsparameter der Raumluft werden je nach Raumnutzung und Jahreszeit gewählt.
Tabelle 2 – Berechnete Parameter der Raumluft.
2 ERSTELLUNG VON WÄRME- UND FEUCHTIGKEITSBILANZEN DER RÄUMLICHKEITEN
Zweck der Erstellung der Wärme- und Feuchtigkeitsbilanzen des Raumes ist die Ermittlung der Wärme- und Feuchtigkeitsüberschüsse im Raum sowie des Winkelkoeffizienten des Prozessstrahls, der im grafisch-analytischen Verfahren zur Berechnung des SCR verwendet wird.
Wärme- und Feuchtigkeitsbilanzen werden getrennt für die warmen und kalten Jahreszeiten erstellt.
Quellen der Wärmeabgabe im Raum können Menschen, künstliche Beleuchtung, Sonneneinstrahlung, Lebensmittel, Geräte sowie Wärmegewinne durch Innen- und Außenzäune oder durch verglaste Öffnungen aufgrund des Temperaturunterschieds zwischen Außen- und Innenluft sein.
2.1 Berechnung der Wärmegewinne
2.1.1 Berechnung der Wärmegewinne von Personen
Die Wärmeableitung im Raum von Personen Q Etage, W, wird durch die Formel bestimmt
Q Etage = q Etage n,(1)
wobei q floor die von einer Person erzeugte Gesamtwärmemenge W ist;
n ist die Anzahl der Personen, Pers.
Q rev = q rev n,(2)
wobei q av die Menge an fühlbarer Wärme ist, die von einer Person erzeugt wird, W;
n ist die Anzahl der Personen, Pers.
Für die kalte Jahreszeit
Q Boden \u003d 120 285 \u003d 34200 W
Q durchschnitt \u003d 90 285 \u003d 25650 W
Für die warme Zeit
Q Boden \u003d 80 285 \u003d 22800 W
Q durchschnitt \u003d 78 285 \u003d 22230 W
2.1.2 Berechnung der Wärmegewinne durch künstliche Beleuchtung
Der Wärmeeintrag durch künstliche Beleuchtung Q osv, W, wird durch die Formel bestimmt
Q sv \u003d q sv E F, (3)
wo E - Beleuchtung, lx;
F - Bodenfläche des Raumes, m 2;
q sv - spezifische Wärmefreisetzung, W / (m 2 lx).
Q osv \u003d 0,067 400 289 \u003d 7745,2 W
2.1.3 Berechnung des Wärmegewinns durch Sonneneinstrahlung
Sonneneinstrahlung Q p = 9400 W.
2.1.4 Berechnung der Wärmegewinne durch Außengehäuse
Wärmegewinne durch Außenzäune, W, werden durch die Formel bestimmt
Q-Grenze \u003d k st F st (t n - t c) + k Hahn F cb (t n - t c), (4)
wobei k i der Wärmeübergangskoeffizient durch die Zäune ist, W / (m 2 K);
F i - Fläche des Zauns, m 2;
t n, t in - die Temperatur der Außen- bzw. Innenluft, ° С.
Q-Grenze \u003d 0,26 289 (26,6-22) \u003d 345,6 W
2.1.5 Berechnung der Wärmegewinne durch verglaste Öffnungen
Die Berechnung des Wärmeeintrags in den Raum durch verglaste Öffnungen aufgrund des Temperaturunterschieds zwischen Außen- und Innenluft wird durch die Formel bestimmt
Q Up. = [(t n - t c) / R o ]F gesamt, (5)
wobei R o der Wärmewiderstand von verglasten Öffnungen ist (m 2 K) / W, der durch die Formel bestimmt wird
R o = 1/k Fenster (6)
F total - die Gesamtfläche der verglasten Öffnungen, m 2.
Q o.p = 0 W, da keine verglasten Öffnungen vorhanden sind.
Tabelle 3 – Wärmebilanz der Räumlichkeiten in verschiedenen Jahreszeiten
2.2 Feuchtigkeitsberechnung
Feuchtigkeit gelangt in den Raum durch Verdunstung von der Hautoberfläche von Menschen und durch ihre Atmung, von der freien Oberfläche der Flüssigkeit, von nassen Oberflächen von Materialien und Produkten sowie durch das Trocknen von Materialien, chemische Reaktionen und dergleichen Betrieb von technologischen Geräten.
Die Feuchtigkeitsabgabe von Personen W l, kg / h, abhängig von ihrem Zustand (Ruhe, Art der von ihnen ausgeführten Arbeit) und der Umgebungstemperatur, wird durch die Formel bestimmt
W l \u003d w l n 10 -3, (7)
wo w l - Feuchtigkeitsabgabe durch eine Person, g / h;
n ist die Anzahl der Personen, Pers.
W l kalt \u003d 40 285 10 -3 \u003d 11,4 kg / h
W l Wärme \u003d 44 285 10 -3 \u003d 12,54 kg / h
2.3 Bestimmung der Neigung des Prozessstrahls im Raum
Basierend auf der Berechnung von Wärme- und Feuchtigkeitsbilanzen wird der Winkelkoeffizient des Strahls des Prozesses im Raum für warme ε t und kalte ε x Jahreszeiten, kJ / kg, bestimmt
ε t = (ΣQ t 3,6)/W t,(8)
ε x = (ΣQ x 3,6)/W x.(9)
Zahlenwerte ε t und ε x charakterisieren den Tangens des Strahlneigungswinkels des Prozesses im Raum.
ε t \u003d (40290,8 3,6) / 12,54 \u003d 11567
ε x \u003d (41945,2 3,6) / 11,4 \u003d 13246
3 BERECHNUNG DER KLIMAANLAGE
3.1 Auswahl und Begründung der Art der Klimaanlagen
Die Auswahl und Begründung des SCR-Typs erfolgt auf der Grundlage einer Analyse der Betriebsbedingungen des klimatisierten Objekts, das in der Entwurfsaufgabe angegeben ist.
Je nach Anzahl der Räume werden Ein- oder Mehrzonen-Klimaanlagen ins Auge gefasst und dann die Möglichkeit ihres Einsatzes mit Abluftrückführung bewertet, wodurch der Wärme- und Kälteverbrauch reduziert werden kann.
SCR mit erster und zweiter Umwälzung wird normalerweise für Räume verwendet, die keine hohe Genauigkeit bei der Temperatur- und relativen Feuchtigkeitsregelung erfordern.
Die endgültige Entscheidung über die Wahl des Luftbehandlungskonzepts wird nach der Bestimmung der Leistung des SCR und der Durchflussrate der Außenluft getroffen.
3.2 Auswahl der Luftverteilungsschemata. Ermittlung der zulässigen und Betriebstemperaturdifferenz.
In Bezug auf Hygieneindikatoren und die Gleichmäßigkeit der Verteilung von Parametern im Arbeitsbereich ist für die meisten klimatisierten Räume die akzeptabelste Zufuhr von Zuluft mit einer Neigung in den Arbeitsbereich auf einer Höhe von 4 ... 6 m und mit dem Entfernen der allgemeinen Austauschhaube im oberen Bereich.
1. Ermitteln Sie die zulässige Temperaturdifferenz
Δt hinzufügen \u003d 2 ° С.
2. Bestimmen Sie die Zulufttemperatur
t p \u003d t in - Δt add (10)
t p Wärme \u003d 22 - 2 \u003d 20 ° C,
t p kalt \u003d 20 - 2 \u003d 18 ° C.
3. Ermitteln Sie die Temperatur der Abluft
t y \u003d t in + grad t (H - h), (11)
wobei gradt der Temperaturgradient entlang der Raumhöhe über dem Arbeitsbereich ist, °С;
H ist die Höhe des Raums, m;
h ist die Höhe des Arbeitsbereichs, m.
Der Temperaturgradient über der Raumhöhe wird in Abhängigkeit vom spezifischen Überschuss an fühlbarer Wärme im Raum q I, W bestimmt
q i = ΣQ / V pom = (Σ Q p - Q p + Q i) / V pom (12)
q ich warm \u003d (40290,8 - 22800 + 22230) / 1820,7 \u003d 21,8 W
q I kalt \u003d (41945,2 - 34200 + 25650) / 1820,7 \u003d 18,3 W
t bei Hitze \u003d 22 + 1,2 (6,3 - 1,5) \u003d 27,76 ° C;
t bei Kälte \u003d 20 + 0,3 (6,3 - 1,5) \u003d 21,44 ° C.
4. Ermitteln Sie die Betriebstemperaturdifferenz
Δt p \u003d t y - t p (13)
Δt p Wärme \u003d 27,76 - 20 \u003d 7,76 ° C;
Δt p kalt \u003d 21,44 - 18 \u003d 3,44 ° C.
3.3 Bestimmung der Kapazität von Klimaanlagen
Bei Klimaanlagen wird unterschieden zwischen der Gesamtleistung G unter Berücksichtigung des Luftverlustes durch Leckage in Zuluftkanalnetzen, kg / h, und der in klimatisierten Räumen genutzten Nutzleistung G p, kg / h.
Die nutzbare Leistung des SCR wird durch die Formel bestimmt
G p \u003d ΣQ t / [(J y - J p) 0,278], (14)
wobei ΣQ t der gesamte Wärmeüberschuss im Raum während der warmen Jahreszeit W ist;
J y, J p - spezifische Enthalpie der Ab- und Zuluft in der warmen Jahreszeit, kJ / kg.
G p \u003d 40290,8 / [(51 - 40)) 0,278] \u003d 13176 kg / h.
Die Gesamtproduktivität wird durch die Formel berechnet
G = K p G p, (15)
wobei K p ein Koeffizient ist, der die Höhe der Verluste in den Luftkanälen berücksichtigt.
G \u003d 1,1 13176 \u003d 14493,6 kg / h.
Die volumetrische Produktivität von Klimaanlagen L, m 3 / h, ergibt sich aus der Formel
wobei ρ die Dichte der Zuluft ist, kg / m 3
ρ = 353/(273+tp)(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 Ermittlung der Außenluftmenge
Die Menge an Außenluft, die bei SCR verwendet wird, wirkt sich auf die Wärme- und Kältekosten während der Wärme- und Feuchtigkeitsbehandlung sowie auf den Stromverbrauch für die Entstaubung aus. Dabei sollte stets eine mögliche Reduzierung ihrer Anzahl angestrebt werden.
Minimum zulässige Menge Die Außenluft in Klimaanlagen wird anhand der Anforderungen bestimmt:
Gewährleistung der erforderlichen Hygienenorm der Luftversorgung pro Person, m 3 / h
L n ΄ = l n,(18)
wobei l der normalisierte Verbrauch an zugeführter Außenluft pro Person ist, m 3 / h;
n ist die Anzahl der Personen im Raum, Pers.
L n ΄ \u003d 25 285 \u003d 7125 m 3 / h;
Ausgleich lokaler Abluft und Entstehung von Überdruck im Raum
L n ΄΄ = L mo + V pom K΄΄ , (19)
wobei L mo das Volumen des lokalen Extrakts ist, m 3 / h;
V pom - das Volumen des Raums, m 3;
К΄΄-Frequenz des Luftaustauschs.
L n ΄΄ \u003d 0 + 1820,7 2 \u003d 3641,4 m 3 / h.
Wir wählen einen größeren Wert aus L n ΄ und L n ΄΄ und nehmen für weitere Berechnungen L n ΄ \u003d 7125 m 3 / h.
Wir bestimmen die Durchflussmenge der Außenluft nach der Formel
G n = L n ρ n, (20)
wobei ρ n die Dichte der Außenluft ist, kg / m 3.
G n \u003d 7125 1,18 \u003d 8407,5 kg / h.
Wir prüfen SLE auf Rezirkulation:
14493,6 kg/h >8407,5 kg/h, die Bedingung ist erfüllt.
2.J< J н
51kJ/kg< 60 кДж/кг, условие выполняется.
3. Die Luft darf keine giftigen Stoffe enthalten.
Hinweis: Alle Bedingungen sind erfüllt, daher wenden wir das SCR-Schema mit Rückführung an.
Der zulässige Volumenstrom des Außenluftstroms L n muss mindestens 10 % der gesamten Zuluftmenge betragen, d. h. die Bedingung muss erfüllt sein
8407,5 kg/h ≥ 0,1 14493,6
8407,5 kg/h ≥ 1449,36 kg/h, die Bedingung ist erfüllt.
3.5 Aufbau eines Schemas von Klimaprozessen auf J - d Diagramm
3.5.1 Erstellen eines Klimatisierungsschemas für die warme Jahreszeit
Schema der Klimatisierungsprozesse auf j-d-Diagramm für die warme Jahreszeit ist in Anhang A angegeben.
Betrachten Sie das Verfahren zum Erstellen eines SCR-Schemas mit der ersten Rezirkulation.
a) Auffinden der Position der Punkte H und B auf dem J-d-Diagramm, die den Zustand der Außen- und Innenluft charakterisieren, gemäß den Parametern, die in den Tabellen 1 und 2 angegeben sind;
b) Durchführung durch t. Im Strahl des Prozesses unter Berücksichtigung der Größe der Steigung ε t;
c) Bestimmung der Position anderer Punkte:
T. P (dh der Zustand der Zuluft), der am Schnittpunkt der Isotherme t p mit dem Strahl des Prozesses liegt;
T. P΄ (d. h. der Zustand der Zuluft am Auslass des zweiten Lufterhitzers VN2), für den ein Segment von 1 ° C vertikal vom Punkt P nach unten gelegt wird (das Segment PP΄ charakterisiert die Erwärmung von die Zuluft in den Luftkanälen und dem Ventilator);
T. O (dh der Luftzustand am Auslass der Bewässerungskammer), für den eine Linie von t gezogen wird П΄ entlang der Linie d \u003d const bis zum Schnittpunkt mit dem Segment φ \u003d 90% (das Segment OP΄ charakterisiert die Erwärmung der Luft im zweiten Lufterhitzer VN2);
T. Y (d. h. der Zustand der den Raum verlassenden Luft), der am Schnittpunkt der Isotherme t y mit dem Prozessstrahl liegt (das Segment der PVU charakterisiert die Assimilation von Wärme und Feuchtigkeit durch die Luft im Raum);
T. U΄ (dh der Zustand der Umluft vor dem Mischen mit Außenluft), für den von t. U entlang der Linie d \u003d const
ein Segment von 0,5 ° C beiseite legen (das Segment YU΄ charakterisiert die Erwärmung der Abluft im Lüfter);
T. C (d. h. der Zustand der Luft nach dem Mischen der Umluft mit der Außenluft).
Die Punkte U΄ und H sind durch eine Gerade verbunden. Das Segment U΄N charakterisiert den Mischvorgang von Umluft und Außenluft. Punkt C liegt auf der Geraden У΄Н (am Schnittpunkt mit J c).
Die spezifische Enthalpie J s, kJ/kg, Punkt C errechnet sich aus der Formel
J c = (G n J n + G 1p J y΄)/ G, (21)
wo J n - spezifische Enthalpie der Außenluft, kJ / kg;
J c - spezifische Enthalpie der Luft, die nach dem Mischen der Außen- und Umluft entsteht, kJ / kg;
G 1r - Luftverbrauch der ersten Umwälzung, 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
Die Punkte C und O sind durch eine gerade Linie verbunden. Das resultierende CO-Segment charakterisiert den polytropen Prozess der Wärme- und Feuchtigkeitsbehandlung der Luft in der Bewässerungskammer. Damit ist der Aufbau des SCR-Prozesses abgeschlossen. Die Parameter der Stützpunkte werden gemäß dem Formular in Tabelle 4 eingegeben.
3.5.2 Erstellung eines Klimatisierungsschemas für die kalte Jahreszeit
Das Schema der Klimatisierungsprozesse im J-d-Diagramm für die kalte Jahreszeit ist in Anhang B angegeben.
Betrachten Sie das Verfahren zum Aufbau eines Kreislaufs mit der ersten Luftumwälzung im J-d-Diagramm.
a) Auffinden der Position der Basispunkte B und H auf dem J-d-Diagramm, die den Zustand der Außen- und Innenluft charakterisieren, gemäß den in der Tabelle angegebenen Parametern. 12;
b) Durchführung durch t. Im Strahl des Prozesses unter Berücksichtigung der Größe der Steigung ε x;
c) Bestimmung der Position der Punkte P, U, O:
T. U, befindet sich am Schnittpunkt der Isotherme t y (für die kalte Periode) mit dem Strahl des Prozesses;
T. P, befindet sich am Schnittpunkt der Isoenthalpe J p mit dem Strahl des Prozesses; aus der Gleichung wird zuvor der Zahlenwert der spezifischen Enthalpie J p der Zuluft für die kalte Jahreszeit berechnet
J p \u003d J y - [ΣQ x / (0,278 G)], (23)
wobei J y die spezifische Enthalpie der Luft ist, die den Raum während der kalten Jahreszeit verlässt, kJ / kg;
Q x - Gesamtwärmeüberschuss im Raum während der kalten Jahreszeit, W;
G ist die Produktivität von SCR in der warmen Jahreszeit, kg/h.
J p \u003d 47 - \u003d 38,6 kJ / kg
Der PVU-Abschnitt charakterisiert die Änderung der Parameter der Raumluft.
T. O (dh der Luftzustand am Auslass der Bewässerungskammer), befindet sich am Schnittpunkt der Linie d p mit der Linie φ \u003d 90%; Segment OP kennzeichnet die Lufterwärmung im zweiten Lufterhitzer VN2;
T. C (d. h. der Zustand der Luft nach Mischung der im ersten Lufterhitzer BH1 erwärmten Außenluft mit der den Raum verlassenden Luft), liegt am Schnittpunkt der Isoenthalpe J etwa mit der Linie d c ; der Zahlenwert wird durch die Formel berechnet
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, der den Zustand der Luft am Ausgang des ersten Lufterhitzers VN1 charakterisiert und am Schnittpunkt von d n (Feuchtigkeitsgehalt der Außenluft) mit der Fortsetzung der Geraden US liegt.
Die Luftparameter für die Fußpunkte werden gemäß dem Formular in Tabelle 5 eingegeben.
Tabelle 5 – Luftparameter an Basispunkten während der kalten Jahreszeit
| Luftparameter | |||||
Temperatur t, |
Spezifisch Enthalpie J, kJ/kg |
Feuchtigkeitsgehalt d, g/kg | Relativ Feuchtigkeit φ, % |
||
| P | 13,8 | 38,6 | 9,2 | 85 | |
| BEI | 20 | 45 | 9,8 | 68 | |
| Bei | 21,44 | 47 | 10 | 62 | |
| Ö | 14,2 | 37 | 9,2 | 90 | |
| AUS | 25 | 37 | 4,8 | 25 | |
| H | -18 | -16,3 | 0,8 | ||
| Zu | 28 | 30 | 0,8 | 4 | |
3.6 Ermittlung des Wärme- und Kältebedarfs in Klimaanlagen
In der warmen Jahreszeit ist der Wärmeverbrauch des zweiten Lufterhitzers W
Q t VH2 \u003d G (J p΄ - J o) 0,278, (25)
wobei J p΄ - spezifische Luftenthalpie am Ausgang des zweiten Erhitzers, kJ/kg;
J o - spezifische Luftenthalpie am Einlass zum zweiten Erhitzer, kJ/kg.
Q t VH2 \u003d 14493,6 (38 - 32,2) 0,278 \u003d 23369,5 W
Der Kälteverbrauch für die Durchführung des Kühl- und Trocknungsprozesses W wird durch die Formel bestimmt
Q cool \u003d G (J c - Jo) 0,278, (26)
wobei J c die spezifische Luftenthalpie am Einlass der Beregnungskammer ist, kJ/kg;
J o - spezifische Luftenthalpie am Auslass der Bewässerungskammer, kJ / kg.
Q cool \u003d 14493,6 (56,7 - 32,2) 0,278 \u003d 47216 W
Die in der Luft kondensierte Feuchtigkeitsmenge, kg/h
WK \u003d G (d c - d o) 10 -3, (27)
wobei d c der Feuchtigkeitsgehalt der Luft am Einlass der Beregnungskammer ist, g/kg;
d o - Feuchtigkeitsgehalt der Luft am Auslass der Bewässerungskammer, g/kg.
WK \u003d 14493,6 (11,5 - 8) 10 -3 \u003d 50,7 kg / h
In der kalten Jahreszeit ist der Wärmeverbrauch des ersten Lufterhitzers W
Q x VH1 \u003d G (J k - J n) 0,278,
wo J c - spezifische Luftenthalpie am Auslass des ersten Lufterhitzers, kJ / kg;
J n - spezifische Luftenthalpie am Einlass zum ersten Lufterhitzer, kJ/kg.
Q x VH1 \u003d 14493,6 (30- (-16,3)) 0,278 \u003d 18655,3 W
Wärmeverbrauch in der kalten Jahreszeit im zweiten Lufterhitzer, W
Q x BH2 \u003d G (J p - J o) 0,278, (28)
wo J p - spezifische Luftenthalpie am Auslass des zweiten Lufterhitzers in der kalten Jahreszeit, kJ / kg;
J o - spezifische Luftenthalpie am Einlass zum zweiten Lufterhitzer in der kalten Jahreszeit, kJ / kg.
Q x VH2 \u003d 14493,6 (38,6 - 37) 0,278 \u003d 6447 W
Wasserverbrauch zur Luftbefeuchtung in der Beregnungskammer (zur Beschickung der Beregnungskammer), kg/h
W P \u003d G (do - d s) 10 -3 (29)
WP \u003d 14493,6 (9,2 - 4,8) 10 -3 \u003d 63,8 kg / h.
3.7 Auswahl der Marke der Klimaanlage und ihres Layouts
Klimaanlagen der Marke KTZZ können in zwei Luftleistungsmodi betrieben werden:
Im Nennkapazitätsmodus
Im Höchstleistungsmodus
Klimaanlagen der Marke KTCZ werden nur nach den Grundausstattungsschemata oder mit ihren durch Fertigstellung gebildeten Modifikationen hergestellt notwendige Ausrüstung, Austausch eines Gerätes durch ein anderes oder Ausschluss bestimmte Typen Ausrüstung.
Der Klimaanlagenindex der Marke KTZZ wird unter Berücksichtigung der vollen volumetrischen Leistung ermittelt.
L 1,25 \u003d 12078 1,25 \u003d 15097,5 m 3 / h
Wir wählen die Klimaanlage der Marke KTCZ-20.
3.8 Berechnungen und Auswahl von Klimaanlagenelementen
3.8.1 Berechnung der Bewässerungskammer
Die Berechnung von OKFZ erfolgt nach der Methode des VNIIKonditsioner.
a) warmes Wetter
Bestimmen Sie die volumetrische Leistung von SCR
L \u003d 12078 m 3 / h
Version 1, Gesamtanzahl Düsen n f = 18 Stck.
Wir bestimmen den adiabatischen Wirkungsgrad des Prozesses unter Berücksichtigung der Eigenschaften des Strahls des Kammerprozesses gemäß der Formel
E a \u003d (J 1 - J 2) / (J 1 - J pr), (30)
wo J 1 , J 2 - Luftenthalpie am Einlass bzw. am Auslass der Kammer,
J pr - Enthalpie des Grenzzustands der Luft im J-d-Diagramm,
E a \u003d (56,7 - 32,2) / (56,7 - 21) \u003d 0,686
Bestimmen Sie die relative Lufttemperaturdifferenz
Θ = 0,33 s w μ (1/ … p – 1/ … а) (31)
Θ = 0,33 4,19 1,22 (1/ 0,42 - 1/ 0,686) = 1,586
Wir berechnen die Anfangstemperatur des Wassers in der Kammer
t w 1 \u003d t in pr -Θ (J 1 - J 2) / w μ, (32)
wo t in pr - Temperatur begrenzen Luft, °C.
t w 1 \u003d 6,5-1,586 (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 3,32 ° C
Wir berechnen die Endtemperatur des Wassers (am Ausgang der Kammer) nach der Formel
t w 2 \u003d t w 1 + (J 1 - J 2) / mit w μ (33)
t w 2 \u003d 1,32 + (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 9,11 ° C
Bestimmung der Durchflussmenge von Sprühwasser
Gw = μG(34)
G w \u003d 1,22 14493,6 \u003d 17682,2 kg / h (~ 17,7 m 3 / h)
Wir berechnen den Wasserdurchfluss durch die Düse (Düsenleistung)
g f = G w /n f (35)
g f \u003d 17682,2 / 42 \u003d 421 kg / h
Der erforderliche Wasserdruck vor der Düse ergibt sich aus der Formel
ΔР f = (g f /93,4) 1/0,49 (36)
ΔР f = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 kPa
Der stabile Betrieb der Injektoren entspricht 20 kPa ≤ ΔР f ≤ 300 kPa. Die Bedingung ist erfüllt.
Die Durchflussmenge des Kaltwassers aus der Kühlstation wird durch die Formel bestimmt
G w x \u003d Q kalt / c w (t w 1 - t w 2) (37)
G w x \u003d 47216 / 4,19 (9,11 - 3,32) \u003d 4935,8 kg / h (~ 4,9 m 3 / h).
b) Kälteperiode
Das OKFZ arbeitet in dieser Jahreszeit im Modus der adiabatischen Luftbefeuchtung.
Wir bestimmen den Wärmeübertragungskoeffizienten nach der Formel
E a \u003d (t 1 - t 2) / (t 1 - t m1) (38)
E a \u003d (25 - 14,2) / (25 - 13,1) \u003d 0,908
Der Bewässerungskoeffizient wird aus der grafischen Abhängigkeit E a = f(μ) bestimmt.
Auch grafisch durch den Wert von μ finden wir den numerischen Wert des Koeffizienten
reduzierter Enthalpiewirkungsgrad E p.
Wir berechnen die Durchflussmenge des Sprühwassers mit der Formel (34)
G w \u003d 1,85 14493,6 \u003d 26813,2 kg / h (~ 26,8 m 3 / h)
Wir ermitteln die Leistung der Düse nach der Formel (35)
g f \u003d 26813,2 / 42 \u003d 638 kg / h
Wir ermitteln den erforderlichen Wasserdruck vor den Düsen nach der Formel (36)
ΔР f = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 kPa
Wir berechnen die Durchflussmenge des verdunstenden Wassers in der Kammer nach der Formel
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
Wie aus der Berechnung ersichtlich, entsprechen der höchste Wasserdurchfluss (26,8 m 3 /h) und der höchste Wasserdruck vor den Düsen (50,4 kPa) der kalten Jahreszeit. Diese Parameter werden bei der Auswahl einer Pumpe als berechnet übernommen.
3.8.2 Berechnung von Lufterhitzern
Die Berechnung von Lufterhitzern wird für zwei Jahreszeiten durchgeführt: Zuerst wird für die kalte Jahreszeit gerechnet, dann für die warme Jahreszeit.
Berechnen Sie auch die Lufterhitzer der ersten und zweiten Heizung separat.
Zweck der Berechnung von Lufterhitzern ist die Ermittlung der benötigten und verfügbaren Wärmeübertragungsflächen und deren Betriebsweise.
Bei der Überprüfung der Berechnung werden sie anhand der Art und Anzahl der Basislufterhitzer basierend auf der Marke der zentralen Klimaanlage festgelegt, dh sie akzeptieren zunächst das Standardlayout und verfeinern es durch Berechnung.
kalte Periode
Berechnen Sie bei der Berechnung:
Die zum Erhitzen der Luft erforderliche Wärme W
Q woz \u003d 18655,3 W;
Warmwasserverbrauch, kg/h:
G w = 3,6 Q woz /4,19 (t w n – t w k) = 0,859 Q woz / (t w n – t w k) (40)
G w \u003d 0,859 18655,3 / (150 - 70) \u003d 200,3 kg / h;
Abhängig von der Marke der Klimaanlage werden die Anzahl und Art der Basiswärmetauscher ausgewählt, für die die Luftmassengeschwindigkeit im freien Abschnitt des Lufterhitzers berechnet wird, kg / (m 2 s):
ρv = G woz /3600 f woz,(41)
wobei f woz die offene Fläche für den Luftdurchgang im Lufterhitzer ist, m 2
Geschwindigkeit der Warmwasserbewegung durch Wärmetauscherrohre, m/s
w = G w /(ρ w f w 3600), (42)
wobei ρ w die Dichte von Wasser bei seiner Durchschnittstemperatur ist, kg/m3;
f w - Querschnittsfläche für den Wasserdurchgang, m 2.
w \u003d 200,3 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,038 m / s.
Wir akzeptieren die Geschwindigkeit gleich 0,1 m / s
Wärmedurchgangskoeffizient, W / (m 2 K)
K = a(ρv)qwr,(43)
wobei a, q, r Koeffizienten sind
Die durchschnittliche Temperaturdifferenz zwischen den Kühlmitteln:
Δt cf = (t w n + t w k) / 2 - (t n + t k) / 2 (44)
Δtav = (150 + 70)/2 – (–18 +28)/2 = 35°C
Erforderliche Wärmeaustauschfläche, 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 %
Ist die Bedingung nicht erfüllt, nehmen wir den Lufterhitzer VH1 mit einem Aufschlag ab.
a) kaltes Wetter
Q woz \u003d 6447 W;
Warmwasserverbrauch, kg / h, nach der Formel (40)
G w \u003d 0,859 6447 / (150 - 70) \u003d 69,2 kg / h;
Abhängig von der Marke der Klimaanlage werden die Anzahl und Art der Basiswärmetauscher ausgewählt, für die die Luftmassengeschwindigkeit im offenen Abschnitt des Lufterhitzers berechnet wird, kg / (m 2 s), nach der Formel ( 41) ρv \u003d 14493,6 / 3600 2,070 \u003d 1, 94 kg / (m 2 s);
Die Bewegungsgeschwindigkeit von heißem Wasser durch die Rohre des Wärmetauschers, m / s, gemäß der Formel (42)
w \u003d 69,2 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,013 m / s.
Wir akzeptieren eine Geschwindigkeit von 0,1 m/s.
Wärmeübergangskoeffizient, W / (m 2 K), nach der Formel (43)
K \u003d 28 (1,94) 0,448 0,1 0,129 \u003d 27,8 W / (m 2 K);
Die durchschnittliche Temperaturdifferenz zwischen den Kühlmitteln nach der Formel (44)
Δtav = (150 + 70)/2 - (13,8 + 14,2)/2 = 26ºC
Die erforderliche Wärmeaustauschfläche, m 2, nach der Formel (45)
F tr \u003d 6447 / (27,8 26) \u003d 8,9 m 2
Wir prüfen die Bedingung nach der Formel (46)
[(36,8 - 8,9)/ 8,9] 100 = 313 %
b) Warmzeit
Nach den oben vorgeschlagenen Formeln (40) - (46) rechnen wir für die Warmzeit um
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.
Für weitere Berechnungen nehmen wir die Geschwindigkeit gleich 0,1 m/s an.
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
In diesem Fall muss folgende Bedingung erfüllt sein: Zwischen der verfügbaren Fläche F p (vorläufig ausgewählter Lufterhitzer) und der erforderlichen Fläche F tr sollte die Reserve der Wärmetauscherfläche 15 % nicht überschreiten
[(36,8 - 24,3)/ 24,3] 100 = 51 %
Ist die Bedingung nicht erfüllt, nehmen wir den Lufterhitzer VH2 mit einem Aufschlag ab.
3.8.3 Luftfilter auswählen
Um die Luft im SLE von Staub zu reinigen, sind Filter enthalten, deren konstruktive Lösung von der Art dieses Staubs und der erforderlichen Luftreinheit bestimmt wird.
Die Auswahl des Luftfilters erfolgt nach [2, kn.2].
Basierend auf den verfügbaren Daten wählen wir den Filter FR1-3 aus.
3.8.4 Berechnung des Luftwiderstands von Klimaanlagen
Der gesamte Luftwiderstand des SCR wird durch die Formel ermittelt
R s = ΔR pc + ΔR f + ΔR in1 + ΔR ok + ΔR in2 + ΔR pr + ΔR in.v. , (47)
wobei ΔР pc der Widerstand der Empfangseinheit ist, Pa
ΔР pc = Δh pc (L/L c) 1,95 (48)
(hier ist L die berechnete volumetrische Produktivität des SCW, m 3 /h;
L bis - volumetrische Leistung der Klimaanlage, m 3 / h;
Δh pc - Blockwiderstand bei Nennleistung der Klimaanlage (Δh pc = 24 Pa), Pa);
ΔР pc \u003d 24 (12078 / 20000) 1,95 \u003d 8,98 Pa;
ΔР f – aerodynamischer Widerstand des Filters (bei maximalem Staubgehalt des Filters ΔР f = 300 Pa), Pa;
ΔР в1 – aerodynamischer Widerstand des ersten Lufterhitzers, 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 – aerodynamischer Widerstand des zweiten Lufterhitzers, Pa
ΔР в2 \u003d 10,64 (υρ) 1,15 R, (49)
(hier ist R ein von der arithmetischen mittleren Lufttemperatur im Lufterhitzer abhängiger Koeffizient);
ΔР в2 \u003d 10,64 (1,94) 1,15 1,01 \u003d 23,03 Pa;
ΔР ok - aerodynamischer Widerstand der Bewässerungskammer, Pa
ΔР ok \u003d 35 υ ok 2, (50)
(hier ist υ ok die Luftgeschwindigkeit in der Beregnungskammer, m/s);
ΔР ok \u003d 35 2,5 2 \u003d 218,75 Pa;
ΔР pr - aerodynamischer Widerstand des Verbindungsabschnitts, Pa
ΔР pr = Δh pr (L/L c) 2 , (51)
(hier Δh pr – Streckenwiderstand bei Nennleistung (Δh pr = 50 Pa), Pa);
ΔР pr \u003d 50 (12078/20000) 2 \u003d 18,2 Pa;
ΔР w.v - aerodynamischer Widerstand in Luftkanälen und Luftverteilern (ΔР w.v = 200 Pa), Pa.
P c \u003d 8,98 + 300 + 24,9 + 218,75 + 23,03 + 18,2 + 200 \u003d 793,86 Pa.
3.9 Auswahl eines Klimagebläses
Ausgangsdaten für die Lüfterauswahl sind:
Ventilatorleistung L, m 3 /h;
Nenndruck entwickelt durch den Lüfter P y, Pa, und durch die Formel angegeben
P y \u003d P s [(273 + t p) / 293] P n / P b, (52)
wobei t p die Temperatur der Zuluft in der warmen Jahreszeit ist, °С;
P n - Luftdruck unter normalen Bedingungen (P n \u003d 101320 Pa), Pa;
P b - barometrischer Druck am Installationsort des Ventilators, Pa.
P y \u003d 793,86 [(273 + 20) / 293] 101230 / 101000 \u003d 796 Pa.
Basierend auf den erhaltenen Daten wählen wir den Lüfter V.Ts4-75 Version E8.095-1 aus.
n in = 950 U / min
N und \u003d 4 kW
3.10 Auswahl einer Pumpe für eine Bewässerungskammer
Die Auswahl der Pumpe erfolgt unter Berücksichtigung der Durchflussmenge der Flüssigkeit und der erforderlichen
oder ein. Der Flüssigkeitsdurchfluss muss dem maximalen Volumen entsprechen
Verbrauch von zirkulierendem Wasser in der Bewässerungskammer, m 3 / h
L w = G w max /ρ,(53)
wobei G w max der maximale Massendurchsatz von Wasser im OCF ist, kg/h;
ρ ist die Dichte des in den OCF eintretenden Wassers, kg/m 3 .
L w \u003d 26813,2 / 1000 \u003d 26,8 m 3 / h
Erforderliche Förderhöhe H tr, m Wasser. Art., bestimmt durch die Formel
Н tr = 0,1 Р f + ΔН, (54)
wobei Р f der Wasserdruck vor den Düsen ist, kPa;
ΔH - Druckverlust in Rohrleitungen unter Berücksichtigung der Steighöhe zum Sammler (für Bewässerungskammern ΔH = 8 mWS), mWS St..
H tr \u003d 0,1 50,4 + 8 \u003d 13,04 m Wasser. Kunst.
Entsprechend den erhaltenen Daten wählen wir die Pumpe und den Elektromotor dazu aus.
Parameter der ausgewählten Pumpe:
Bezeichnung: KK45/30A;
Flüssigkeitsverbrauch 35 m 3 /h;
Gesamtfallhöhe 22,5 m WS Kunst.;
Parameter des ausgewählten Elektromotors:
Typ A02-42-2;
Gewicht 57,6 kg;
Leistung 3,1 kW.
3.11 Berechnung und Auswahl der Hauptausrüstung der Kälteanlage
Der Zweck der Berechnung der Hauptausrüstung des Kühlsystems ist:
Berechnung der erforderlichen Kälteleistung und Auswahl des Kältemaschinentyps;
Ermittlung der Betriebsparameter der Kältemaschine und auf deren Grundlage Durchführung einer Überprüfungsberechnung der Hauptelemente des Kühlaggregats – Verdampfer und Kondensator.
Die Berechnung erfolgt in folgender Reihenfolge:
a) Ermitteln Sie die erforderliche Kühlleistung der Kältemaschine W
Q x \u003d 1,15 Q kühl, (55)
wobei Q cool - Kälteverbrauch, W.
Q x \u003d 1,15 47216 \u003d 59623,4 W
b) Unter Berücksichtigung des Wertes von Q x wählen wir den Typ der Kältemaschine MKT40-2-1 aus.
c) Bestimmung der Betriebsweise der Kältemaschine, für die wir berechnen:
Verdampfungstemperatur des Kältemittels, °С
t und \u003d (t w k + t x) / 2 - (4 ... 6), (56)
wobei t w k die Temperatur der Flüssigkeit ist, die die Bewässerungskammer verlässt und in den Verdampfer eintritt, °С;
t x ist die Temperatur der Flüssigkeit, die den Verdampfer verlässt und in die Spülkammer eintritt, °C.
Kältemittel-Kondensationstemperatur, °C
t k \u003d t w k2 + Δt, (57)
wobei t w k2 die Temperatur des Wassers ist, das den Kondensator verlässt, °С
t w k2 = t w k1 + Δt (58)
(hier ist t w k1 die Temperatur des in den Kondensator eintretenden Wassers, ° С (Δt \u003d 4 ... 5 ° С); während t k + 36 ° С nicht überschreiten sollte.)
t w k1 \u003d t mn + (3 ... 4), (59)
wobei t mn die Außenlufttemperatur gemäß einer Feuchtkugel in der warmen Jahreszeit ist, °С.
t und \u003d (3,32 + 9,11) / 2 - 4 \u003d 2,215 ° C
t mn \u003d 10,5 ° C
t w k1 \u003d 10,5 + 4 \u003d 10,9 ° C
t w k2 \u003d 10,9 + 5 \u003d 15,9 ° C
t k \u003d 15,9 + 5 \u003d 20,9 ° C
Unterkühlungstemperatur des flüssigen Kältemittels vor dem Regelventil, °С
t-Spur \u003d t w k1 + (1 ... 2)
t-Spur \u003d 10,9 + 2 \u003d 12,9 ° C
Ansaugtemperatur des Kältemitteldampfes in den Kompressorzylinder, °C
t Sonne \u003d t und + (15 ... 30), (60)
wobei t und die Verdampfungstemperatur des Kältemittels in °С ist
t Sonne \u003d 0,715 + 25 \u003d 25,715 ° C
d) eine Überprüfungsberechnung der Ausrüstung durchführen, für die sie Folgendes berechnen:
Verdampferfläche nach Rezeptur
F und \u003d Q cool /K und Δt cf.i, (61)
wo K und - Wärmeübergangskoeffizient eines mit Freon 12 betriebenen Rohrbündelverdampfers (K und = (350 ... 530) W / m 2 K);
Δt av.i - die durchschnittliche Temperaturdifferenz zwischen den Wärmeträgern im Verdampfer, bestimmt durch die Formel
Δt cf.i = (Δt b - Δt m) / 2,3lg Δt b / Δt m (62)
Δt b \u003d Δt w 2 - t und (63)
Δt b \u003d 9,11 - 2,215 \u003d 6,895 ° C (64)
Δt m \u003d 3,32 - 2,215 \u003d 1,105 ° C
Δt av.i \u003d (6,895– 1,105) / 2,3lg6,895 / 1,105 \u003d 3,72 ° C
F und \u003d 47216 / 530 3,72 \u003d 23,8 m 2
Die berechnete Fläche F und vergleiche mit der Fläche des Verdampfers F und `, angegeben in Technische Spezifikation Kältemaschine; in diesem Fall die Bedingung
F und ≤ F und `
23,8 m2< 24 м 2 – условие выполняется
Die Oberfläche des Kondensators gemäß der Formel
F k \u003d Q k / K k Δt sr.k, (65)
Q k \u003d Q x + N k.in, (66)
(hier ist N k.in die verbrauchte Anzeigeleistung des Kompressors; mit einem gewissen Spielraum kann die Anzeigeleistung gleich der Kompressorleistungsaufnahme W genommen werden);
K k - Wärmeübergangskoeffizient eines mit Freon 12 betriebenen Rohrbündelkondensators (K k \u003d (400 ... 650) W / m 2 K);
Δtav.k - die durchschnittliche Temperaturdifferenz zwischen den Wärmeträgern im Kondensator, bestimmt durch die Formel °С
Δt vgl. = (Δt b – Δt m)/2,3lg Δt b / Δt m (67)
Δtb = tk - twk1 (68)
Δt b \u003d 20,9 - 3,32 \u003d 17,58 ° C
Δt m = t to - t w to2 (69)
Δt m \u003d 20,9 - 9,11 \u003d 11,79 ° C
Δt av.c = (17,58 - 11,79) / 2,3lg17,58 / 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
Die errechnete Fläche des Kondensators F ist mit der Fläche des Kondensators F′ zu vergleichen, deren Zahlenwert in den technischen Kenndaten der Kältemaschine angegeben ist, dabei muss die Bedingung erfüllt sein
F bis ≤ F bis `
14,2 m 2 ≤ 16,4 m 2 - die Bedingung ist erfüllt.
Der Wasserverbrauch im Kondensator, kg / s, wird nach der Formel berechnet
W \u003d (1,1 Q c) / c w (t w c2 - t w c1), (70)
wobei c w die spezifische Wärmekapazität von Wasser ist (c w = 4190 J/(kg·K))
W \u003d (1,1 79423,4) / 4190 (9,11 - 1,32) \u003d 2,6 kg / s.
Liste der verwendeten Quellen
1. SNiP 2.04.05-91. Heizungs-, Lüftungs-und Klimaanlagen. – M.: Stroyizdat, 1991.
2. Interne Sanitäreinrichtungen: Lüftung und Klimatisierung /B.V. Barkalow, N.N. Pawlow, S.S. Amirjanov und andere; Ed. N.N. Pavlova Yu.I. Schiller: In 2 Büchern. – 4. Aufl., überarbeitet. und zusätzlich - M .: Stroyizdat, 1992. Buch. 1, 2. Teil 3.
3. Averkin A. G. Beispiele und Aufgaben für den Kurs "Klimatisierung und Kältetechnik": Lehrbuch. Beihilfe. - 2. Aufl., Rev. und zusätzlich - M.: DIA-Verlag, 2003.
4. Averkin A. G. Klimatisierung und Kühlung: Richtlinien zu Studienleistungen. – Penza: PISI, 1995.
