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냉각 시스템의 선택은 매우 중요합니다. 화물의 안전 및 건조, 운송 제품 단위당 에너지 소비, 운송 안전, 화물량의 효율적인 사용 등이 여기에 달려 있습니다.
선박의 화물창 냉각 시스템이 충족해야 하는 기본 요구 사항을 고려해 보겠습니다.
특정 화물에 대한 최적 값과의 편차를 최소화하면서 화물창 내 어느 지점에서든 균일한(균질한) 온도 필드를 보장합니다.
냉동기가 일시적으로 정지되었을 때 화물칸의 온도 상승을 늦추기 위해 높은 축적 용량(관성)을 가져야 합니다.
화물의 온도와 냉매의 끓는점 사이의 온도 차이가 가능한 작은지 확인하십시오. 이를 통해 주어진 챔버 온도에서 기계의 냉동 계수의 최대값을 얻을 수 있고 상품 운송을 위한 가장 낮은 에너지 소비를 얻을 수 있습니다.
냉각 장치와 냉각수 배수 시스템은 무게와 크기가 작아야 합니다. 냉각 표면의 작은 크기는 열 전달 계수 값을 높여야 얻을 수 있다는 것을 알아야 합니다.
신뢰성, 단순성 및 작동 용이성, 사람과 장비의 안전, 냉각 모드의 정상적인 모니터링, 규제 용이성, 검사, 수리 등을 보장합니다.
건화물선의 공급실의 경우 증발 배터리의 냉매를 직접 증발시키는 공기 냉각 시스템을 사용하는 것이 더 경제적입니다. 중간 냉각수를 사용하는 시스템은 직접 냉각 시스템에 비해 효율이 낮기 때문에 공기에서 염수로, 염수에서 냉매로 열 전달이 두 번 발생합니다. 따라서 다른 조건이 동일하면 부하와 증발 냉매 사이의 총 온도 차이가 증가하여 11 ... 12 ° C에 이르며 이는 압축기의 경제성을 악화시키고 크기를 증가시킵니다. 또한 염수 펌프를 운전하는 비용도 증가합니다.
중간 냉각수를 사용하는 시스템은 냉각수 방출도 낮으며, 이는 염수 시스템의 큰 무게와 크기 매개변수를 결정합니다.
공기 냉각 시스템은 운송 및 산업용 냉장고, 특히 프레온 냉동 기계를 사용할 때 널리 보급되었습니다. 이 시스템은 통기성 화물(과일, 야채)을 운반하는 냉장고에 특히 적합합니다.
프레온-R-22를 사용하는 냉동 기계에서 제공되는 공기 냉각 시스템은 산업 및 운송용 냉장고의 기술 및 경제 지표를 향상시킵니다.
챔버 내 냉각된 공기의 순환은 직접 냉각 공기 냉각기를 통해 공기를 구동하는 팬에 의해 보장됩니다.
냉각 장치의 무게와 크기가 현저히 작아짐에 따라 챔버의 유효 부피가 크게 늘어납니다.
공기 냉각 시스템과 배터리("자동") 냉각 시스템 비교 여러 가지 장점과 단점이 있으며, 비교 시스템의 기술적, 경제적 분석에서 상호 영향이 고려됩니다. 항공 시스템의 장점: 현저히 낮은 금속 소비, 더 큰 내구성, 더 편리한 작동, 증가된 화물 용량 등 모든 것이 동일합니다. 이러한 모든 요소는 감가상각비, 운영 비용을 줄이고 선박의 운반 능력을 향상시킵니다. 공기 시스템이 있는 경우 공기 냉각기의 주기적인 성에 제거를 통해 냉동 기계의 성능을 보다 효율적으로 사용할 수 있는 반면, "조용한" 냉각을 사용하면 전체 비행 기간 동안 자라는 성에 층이 냉각 장치를 크게 손상시킵니다. 냉각 배터리의 효율성이 저하되고 이에 따라 에너지 소비가 증가함에 따라 냉동 시스템의 성능 계수가 감소합니다. 공기 시스템의 단점은 팬의 전력에 해당하는 추가 열 유입을 보상해야 하는 필요성과 관련된 설비의 냉각 용량 증가, 더 강렬한 열 및 물질 전달과 관련된 다소 더 큰 제품 수축을 포함합니다.
공기 냉각 시스템의 기술적, 경제적 분석은 배터리 냉각 시스템에 비해 이러한 시스템의 장점을 보여 주므로 공기 냉각 시스템은 가장 진보적이고 유망한 것으로 간주됩니다.
그림 2. 선박 냉장실의 직접 증발을 이용한 공기 냉각 시스템의 개략도.
4. 단열재 선택. 단열 구조의 계산.
냉장 운송에서 냉기의 주요 소비자는 밀폐 구조를 통해 외부에서 냉장 시설로 침투하는 열입니다. 외부 열 유입을 줄이면 용기의 냉각 요구 사항을 줄이는 데 도움이 됩니다. 이는 둘러싸는 표면의 단열을 통해 달성할 수 있습니다. 단열재의 열전도율이 낮고 두께가 클수록 실내로 침투하는 열이 적습니다. 그러나 단열재 두께가 증가함에 따라 단열된 건물의 유효 화물량이 감소하고 단열재 및 설치 비용이 증가합니다. 현대식 냉동 선박의 경우 단열 구조로 인해 화물창의 부피가 15~30% 감소하며 이는 운송 수익성에 부정적인 영향을 미칩니다. 따라서 열전도율이 낮은 재료가 단열재로 사용됩니다.
조선에 사용되는 단열재에는 고효율을 결정하는 여러 가지 중요한 요구 사항이 적용됩니다.
높은 열 차폐 특성(낮은 열전도 계수 λ [W/(m·K)];
저밀도 ρ , kg/m 3 ;
높은 기계적 강도와 탄성으로 선박 선체의 진동과 변형에 저항합니다.
내한성(가변 온도 부하 하에서 단열재 파괴에 저항하는 능력)
내화성 및 불연성;
냄새가 부족하고 면역력이 없습니다.
낮은 수분 용량과 낮은 흡습성;
벌크 단열재의 최소 수축;
표면 부식을 유발하거나 기여하지 마십시오.
사람들의 건강에 영향을 미치지 마십시오.
부패성 박테리아 및 곰팡이에 대한 충분한 저항성;
저렴함, 접근성, 운송 용이성, 설치 및 작동 용이성, 내구성.
기존 단열재는 위의 요구사항을 동시에 충분히 만족시킬 수 없습니다. 따라서 이를 선택할 때 선박의 목적, 항행 영역 등에 따라 기본 요구 사항만 충족하도록 안내됩니다. 또한 합리적인 솔루션을 만들어 여러 단점의 영향을 제거하거나 크게 줄일 수 있습니다. 다음을 제공하는 단열 설계:
증기 및 습기 보호 코팅을 설치하고(또는) 작동 중 단열재를 건조시키기 위한 건조층을 설치하여 습기로부터 단열 구조를 보호합니다.
특수 금속 메쉬를 설치하여 설치류의 침투로부터 단열재를 보호합니다.
장기간 작동 기간 동안 울타리의 열 보호 특성의 효율성에 기여하는 절연 층 및 두께의 연속성.
작고 닫힌 기공으로 구성된 재료는 우수한 단열 특성을 가지고 있습니다. 현대 단열재에서는 1 cm 3의 재료에 포함된 닫힌 기공의 수가 수천에 이릅니다. 이러한 재료는 추가적인 증기 차단 조치가 필요하지 않으며 건조가 필요하지 않습니다.
매우 효과적인 단열재의 가장 현대적인 대표자는 발포 플라스틱입니다. 최근에는 습기에 대한 저항성이 높고 강도가 높으며 밀도가 낮고 열전도율이 높은 다양한 발포 플라스틱이 생산되었습니다.
따라서 공급실의 단열재로 무기발포제를 함유한 폴리염화비닐 수지 슬래브를 사용합니다.PVC-1은 다공성 물질로 셀이 공기로 채워지고 다음과 같은 방법으로 서로 격리됩니다. 얇은 벽. PVC-1은 썩지 않으며, 화염 속에서도 연기가 나고, 부식을 일으키지 않습니다. 가열되면 플레이트를 사용하여 배송 키트와 관련된 모양의 부품을 만들 수 있습니다.
단열재의 열물리적 특성:
밀도 – ρ = 90...130 kg/m 3
λ 그리고 h = 0.058W/(m·K)
냉동 선박 공간의 단열 구조는 세 가지 주요 유형으로 구분됩니다. 즉, 강철 프레임으로 절단할 수 없는 선체; 세트를 오버랩하거나 일반 및 세트를 우회합니다.
엑스 
냉각실은 조리실 근처에 위치하므로 매끄러운 금속 표면을 단열하기 위해 첫 번째 유형의 단열 구조를 사용합니다. 이러한 구조는 선박 선체의 강철 프레임을 절단하지 않으므로 열전도 계수가 10배 이하인 재료로 만들어집니다. 이러한 종류의 구조물은 두 번째 바닥, 데크, 격벽 및 냉장 공간의 매끄러운 측면을 단열하는 데 사용됩니다(그림 3).
그림 3. 격벽의 단열 구조.
1 – 금속 케이스; 2 – 나무 막대 강화;
3 – 단열재; 4 – 목재 단열 라이닝.
열전도 계수가 약간 다른 재료로 만들어진 매끄러운 격벽과 데크를 위한 간단한 단열 구조는 열 흐름과 평행한 법칙에 따라 설계되었습니다.
평행 열 흐름 방법을 사용한 단열 구조 계산:
구조의 주요 치수:
에스= 800mm
와 함께= 60mm
δ 디= 60mm
δ ~에서=150mm
나무 안감 및 막대 - 결을 따라 소나무:
밀도 – ρ= 500kg/m 3
열전도율 - λ 디= 0.4W/(m·K)
열용량 – c = 2.3 kJ/(kg·K)
/(0.15+0.06)= 1.90W/(m·K)
1/((0.15/0.058)+(0.06/)=0.37W/(m·K)
((1.90·0.06)+ 0.37(0.8-0.06))/0.8=0.48 W/(m·K)
순환 흐름 방법을 사용한 단열 구조 계산:
간격 치수:
b=70mm 그림4. 일반 단열 설계
막대의 세로 배열
열 흐름은 최소 저항선을 따릅니다. 즉 1/4원 호의 최대 길이는 세트 프로파일의 높이와 같습니다.
(2·170)/π=0.108m
간격은 6개 구역으로 나뉘며 너비는 다음과 같습니다.
II. 2h/π= 0.108m
III. S-b-4h/π=(800-70-4·170/π)/1000=0.514m
IV. H-e-a-h(1-2/π)=(300-150-60-170(1-2/π))/1000=0.028m
V. h+e+a-H-c=(170+150+60-300-60)/1000=0.020m
각 구역의 열 흐름을 계산합니다.
m e =λ ~ /λ d =0.058/0.4=0.145 - 두께는 1m 두께의 목재 층과 동일합니다.
나 
존:
0,690 기쁜
전체 구조의 열전도 계수:
(0,0516+0,0425+0,1198+0,0072+0,00914+0,1311)/0,8=
특정 유형의 전자 장비에 대한 냉각 시스템 선택. 냉각 방식은 REA의 설계를 크게 결정하므로 초기 설계 단계, 즉 기술 제안 단계나 예비 디자인, REA 냉각 시스템을 선택해야 합니다. 이 문제에 대한 실패한 해결책은 설계의 후반 단계(설계에 대한 자세한 연구, 프로토타입 테스트 등)에서만 발견될 수 있으며, 이로 인해 대규모 팀의 작업이 무효화될 수 있으며 REA 작성 시간이 크게 늘어납니다. .
설계의 첫 번째 단계에서 설계자는 일반적으로 다음과 같은 매우 제한된 정보를 포함하는 기술 작업(TOR)을 마음대로 수행할 수 있습니다.
블록 내 열 발생의 총 전력 F;
가능한 온도 변화 범위 환경
주변 압력 변화 한계 -
장치의 연속 작동 시간 -
허용되는 요소 온도 -
장치의 채우기 비율
(12.1)
여기서 Vi는 REA의 i번째 요소의 부피입니다. n - 요소 수 V는 REA가 차지하는 부피입니다. 또한 전자 장치 하우징의 수평(Li, L2) 및 수직(L3) 치수를 지정해야 합니다. 이러한 초기 데이터는 REA의 열 체계를 자세히 분석하기에는 충분하지 않지만 냉각 시스템의 예비 평가 및 선택에 사용할 수 있습니다. 후자는 본질적으로 확률적입니다. 즉, 선택한 냉각 방법에 대한 기술 사양에 따라 지정된 REA의 열 체제를 보장할 확률을 추정할 수 있습니다. 실제 구조에 대한 통계 데이터 처리 결과, 세부 열 계산 및 프로토타입 테스트 데이터를 기반으로 다양한 냉각 방법의 적절한 적용 영역을 특성화하는 그래프가 구성되었습니다(그림 12.1). 이 그래프는 REA의 지속적인 작동을 위해 구축되었으며 두 가지 주요 지표를 연결합니다. 
. 첫 번째 지표 
기술 사양에 명시된 허용 온도가 최소인 내열성이 가장 낮은 요소 본체의 환경 tc에 비해 과열됩니다.
외기 냉각의 경우 기술 사양에 따른 최대 주변 온도에 해당합니다. 강제 냉각의 경우, 즉 REA 입구의 공기(액체) 온도에 해당합니다. 두 번째 표시기 q는 조건부 열 교환 표면적을 통과하는 열유속 밀도와 같습니다.
(12.2)
그림 12.1 다양한 냉각 방법의 유용한 적용 분야
여기서 Ф는 이 표면에서 소비되는 총 전력입니다. 기압을 고려한 계수 (대기압에서 충전 계수는 공식 (12.1)에 의해 결정됩니다.
그림에서. 12.1은 두 가지 유형의 영역을 보여줍니다. 하나에서는 하나의 냉각 방법을 사용하는 것이 좋습니다(음영 표시 안 함: 1 - 자유 공기, 3 - 강제 공기, 5 - 강제 증발). 다른 경우에는 두 가지 또는 세 가지 냉각 방법을 사용할 수 있습니다(음영: 2 - 자유 및 강제 공기, 4 - 강제 공기 및 액체, 6 - 강제 액체 및 자유 증발, 7 - 강제 액체, 강제 및 자유 증발, 8 - 자유 강제 및 자유 증발, 9-free 및 강제 증발).
그림의 위쪽 곡선. 2.1은 일반적으로 대형 램프, 자석, 초크 등 대형 요소의 냉각을 선택하는 데 사용됩니다. 아래쪽 곡선은 개별 초소형 요소에서 수행되는 블록, 랙 등에 대한 냉각 시스템을 선택하는 데 사용됩니다.
REA 표시기가 음영 영역에 속하면(2~3개의 냉각 방법을 사용할 수 있음) 냉각 방법을 선택하는 작업이 더 복잡해지고 더 자세한 계산이 필요합니다.
우리는 기압을 고려할 수 있는 추가 데이터를 제시합니다. 공식 (12.2)에서 후자는 계산과 실험을 기반으로 찾은 계수 kp에 의해 고려됩니다. 기압이 감소하면 REA 요소의 온도가 증가합니다. 블록 외부의 공기압력을 p1, 내부의 공기압력을 p2로 표시하면 밀봉된 블록의 경우 kp 값은 부록에 나와 있습니다(표 A.11 참조). 계수 kp는 자유 공기 대류 조건에서만 감소된 압력에서 REA의 냉각 성능 저하를 고려합니다.
냉각 시스템 선택은 냉각 영역 결정에만 국한되지 않고 REA 냉각 방법 구현의 기술적 타당성(예: 질량, 부피, 전력 소비)도 고려해야 합니다. 경험에서 알 수 있듯이 합리적인 설계를 통해 온보드 전자 장비의 지정된 열 조건을 다음과 같이 보장할 수 있습니다. 특정 소비공기는 180-250 kg/(h*kW) 이하입니다.
크기, 무게, 에너지 소비에 대한 제한이 덜 엄격한 고정식 전자 장비의 경우 공기 흐름을 250~350kg/(h-kW)까지 늘릴 수 있습니다. 공기로 냉각되는 REA의 경우 열 체제가 가장 완벽하게 연구되었습니다. 이러한 경우 하나 또는 다른 공기 냉각 시스템을 권장할 뿐만 아니라 선택한 냉각 시스템이 지정된 열 조건을 보장할 확률을 평가하는 것도 가능합니다.
열교환기 RES.
열 교환기는 하나의 냉각수에서 다른 냉각수로 열을 전달하는 과정이 수행되는 장치입니다. 이러한 장치는 기술적 목적과 디자인이 다양하고 매우 다양합니다. 열교환기는 작동 원리에 따라 회복식, 재생식, 혼합식으로 나눌 수 있습니다.
회복 장치는 열을 분리하는 벽을 통해 뜨거운 냉각수에서 차가운 냉각수로 열이 전달되는 장치입니다. 이러한 장치의 예로는 증기 발생기, 히터, 응축기 등이 있습니다.
재생 장치는 동일한 가열 표면이 뜨겁거나 차가운 냉각수로 세척되는 장치입니다. 뜨거운 액체가 흐르면 장치의 벽에 열이 감지되어 그 안에 축적되고, 차가운 액체가 흐르면 이 축적된 열이 장치에 감지됩니다. 이러한 장치의 예로는 개방형 난로 및 유리 용해로용 재생기, 용광로용 공기 히터 등이 있습니다.
회복 및 재생 장치에서 열 전달 과정은 필연적으로 고체 표면과 연관됩니다. 따라서 이러한 장치를 표면이라고도 합니다.
혼합 장치에서 열 전달 과정은 뜨거운 냉각수와 차가운 냉각수의 직접 접촉 및 혼합을 통해 발생합니다. 이 경우 열전달은 물질 교환과 동시에 진행됩니다. 이러한 열교환기의 예로는 냉각탑(냉각탑), 스크러버 등이 있습니다. 열교환기의 특수 명칭은 일반적으로 증기 발생기, 용광로, 온수기, 증발기, 과열기, 응축기, 탈기기 등 목적에 따라 결정됩니다. 그러나 외관, 구조, 작동 원리 및 작동 유체의 다양한 열 교환기에도 불구하고 그 목적은 궁극적으로 동일합니다. 즉, 뜨거운 액체에서 다른 액체로 열을 전달하는 것입니다. 따라서 열 계산의 주요 조항은 일반적으로 유지됩니다.
열교환기는 채널 길이에 따른 온도 분포 특성이 다릅니다.
여기서 T 1 '및 T 2' – 열 교환기 입구 온도; T 1 "" 및 T 2 ""가 출력에 있습니다.
모든 열교환기는 열교환 조건에 따라 두 그룹으로 분류됩니다. 뜨거운 냉각수에서 차가운 냉각수로의 열 전달은 단단한 벽이나 위상 인터페이스를 통해 발생할 수 있습니다. 단단한 벽을 통해 - 회복 열 교환기, 상 경계를 통해 - 냉각탑.
OST 참고서에는 유통망용으로 업계에서 생산되는 열교환기의 특성이 포함되어 있습니다.
열교환기의 주요 특징은 열교환 표면의 특정 영역입니다.
; S 비트 ≒ 4500 이상.
열교환기 작동의 특징:
1. 냉각수의 이동 모드. 난류 체제는 냉각수에 구현되어야 합니다. 가스 – V ≒ 100 ¼ 150m/s; 액체 – V ≒ 2.5 ¼ 3 m/s. 열교환기에서 구현되는 모드는 최적으로 선택되어야 합니다.
2. 열교환기의 열설계는 설계 및 검증 계산으로 귀결됩니다.
a) 설계 계산을 수행할 때 장치 설계가 수행됩니다. 계산의 목적은 열 교환기의 작업 표면적을 결정하는 것입니다. 뜨거운 냉각수와 차가운 냉각수의 질량 유량, 입구 및 출구 온도와 비열 용량이 지정됩니다.
b) 알려진 표면적을 가진 열교환기에 대해 검증 계산이 수행됩니다(예: 설계된 열교환기의 경우). 계산의 목적은 열 교환기 출구에서 냉각수의 온도 값과 뜨거운 냉각수에서 차가운 냉각수로 전달되는 열 흐름 F를 결정하는 것, 즉 장치의 작동 모드를 설정하는 것입니다.
소개
1 실외 및 실내 공기에 대한 설계 매개변수 선택
1.1 외기 설계 변수
1.2 실내공기의 설계변수
2 실내의 온습도 균형을 집계합니다.
2.1 열 획득 계산
2.1.1 사람으로부터의 열 취득 계산
2.1.2 인공 조명으로 인한 열 취득 계산
2.1.3 외부 채광창을 통한 열 취득 계산
태양 복사로 인한 코팅
2.1.4 외부 인클로저를 통한 열 취득 계산
2.1.5 유리 개구부를 통한 열 증가 계산
실외 공기와 실내 공기의 온도 차이
2.2 수분 방출 계산
2.3 실내 프로세스 빔의 기울기 결정
3 공조 시스템 계산
3.1 공조 시스템 유형의 선택 및 정당화
3.2 공기 분배 방식 선택. 허용되는 정의
작동 온도 차이
3.3 공조 시스템의 성능 결정
3.4 외기량 결정
3.5 공조 프로세스 다이어그램
Jd 다이어그램에서
3.5.1 공조 프로세스 다이어그램
올해의 따뜻한 기간
3.5.2 공조 공정 다이어그램 작성
추운 계절
3.6 시스템의 가열 및 냉각 요구 사항 결정
공기 조절
3.7 에어컨 브랜드 선택 및 레이아웃
3.8 에어컨 요소의 계산 및 선택
3.8.1 관개실 계산
3.8.2 공기 히터 계산
3.8.3 공기 필터 선택
3.8.4 공조 시스템의 공기역학적 저항 계산
3.9 에어컨 팬 선택
3.10 관개실용 펌프 선택
3.11 냉동 시스템의 주요 장비 계산 및 선택
4 UNIRS – 컴퓨터에서 경화 계산
부록 A - Jd 다이어그램. 올해의 따뜻한 기간
부록 B -Jd 다이어그램. 추운 계절
부록 D - 냉동 공급 다이어그램
부록 E - 사양
부록 E – 2,000에서의 계획
소개
에어컨은 모든 또는 모든 것을 자동으로 유지 관리하는 것입니다. 개별 매개변수사람들의 복지에 가장 유리한 최적의 조건을 제공하기 위해 공기(온도, 상대 습도, 순도 및 공기 이동 속도)를 유지합니다. 기술적 과정, 문화적 가치의 보존을 보장합니다.
에어컨은 세 가지 등급으로 나뉩니다.
1. 외부 공기의 설계 매개변수를 벗어나는 허용 편차를 통해 기술 프로세스에 필요한 기상 조건을 보장합니다. 평균적으로 주간 24시간 근무의 경우 연간 100시간, 1교대 근무의 경우 연간 70시간입니다.
2. 24시간 근무의 경우 연간 평균 250시간, 주간 단일 교대 근무의 경우 연간 125시간의 허용 편차가 있는 최적의 위생 또는 기술 표준을 보장합니다.
3. 허용 가능한 매개변수를 보장하기 위해 환기를 통해 제공할 수 없는 경우 24시간 작업의 경우 연간 평균 450시간, 주간 단일 교대 작업의 경우 연간 315시간입니다.
규제 문서는 최적의 허용 가능한 공기 매개변수를 설정합니다.
최적의 공기 매개변수는 표준 및 기능 보존을 보장합니다. 열 상태신체, 열적 편안함 및 전제 조건 높은 레벨성능.
허용되는 공기 매개 변수는 손상이나 건강 상태 위반이 없지만 불편한 열감, 웰빙 저하 및 효율성 저하가 관찰될 수 있는 이들의 조합입니다.
허용 조건은 원칙적으로 환기 시스템만 갖춘 건물에 적용됩니다.
최적의 조건은 제어식 공조 시스템(SCR)에 의해 제공됩니다. 따라서 SLE는 1년 내내 최적의 조건과 깨끗한 실내 공기를 만들어 유지하는데 사용됩니다.
이 과정의 목적은 이론적 지식을 통합하고 실용적인 계산 기술과 공조 시스템(ACS) 설계를 습득하는 것입니다.
이에 코스 작업에어컨이 설치된 방은 오데사시에 있는 500석 규모의 시티 클럽 강당입니다. 이 방의 높이는 6.3m, 바닥 면적은 289m2, 다락방 면적은 289m2, 방의 부피는 1820.7m3입니다.
1 실외 및 실내 공기의 설계 매개변수 선택
외부 공기의 설계 매개변수.
외부 공기의 설계 매개변수는 시설의 지리적 위치에 따라 선택됩니다.
표 1 – 외부 공기의 설계 매개변수.
내부 공기의 설계 매개변수.
실내공기의 설계변수는 실내의 목적과 계절에 따라 선택됩니다.
표 2 - 내부 공기의 설계 매개변수.
2 건물의 열 및 습도 균형 편집
방의 열 및 습도 균형을 집계하는 목적은 SCR을 계산하는 그래픽 분석 방법에 사용되는 프로세스 빔의 각도 계수뿐만 아니라 방의 열 및 습기 과잉을 결정하는 것입니다.
열 및 습도 균형은 연중 따뜻한 기간과 추운 기간에 대해 별도로 집계됩니다.
실내 열 발생원은 사람, 인공 조명, 일사량, 음식, 장비일 수 있을 뿐만 아니라 내부 및 외부 울타리나 외부 공기와 내부 공기의 온도 차이로 인한 유리 개구부를 통한 열 획득도 될 수 있습니다.
2.1 열 획득 계산
2.1.1 사람으로부터의 열 취득 계산
Q 층 W의 실내 열 방출은 다음 공식에 의해 결정됩니다.
Q 층 = q 층 n,(1)
여기서 q 층은 한 사람이 생성한 총 열량 W입니다.
n – 사람 수, 사람 수.
Q rev = q rev n,(2)
여기서 q 열은 한 사람이 생성한 현열량 W입니다.
n – 사람 수, 사람 수.
추운 계절을 대비해
Q층 = 120285 = 34200W
Q 실수 = 90·285 =25650W
따뜻한 기간 동안
Q층 = 80·285 =22800W
Q 실수 = 78285 = 22230W
2.1.2 인공 조명으로 인한 열 취득 계산
인공 조명으로 인한 열 입력 Q osv, W는 다음 공식에 의해 결정됩니다.
Qosv = qosv·E·F,(3)
여기서 E – 조명, 럭스;
F – 방의 바닥 면적, m2;
q osv – 비열 방출, W/(m 2 lx).
Qosv = 0.067400289 = 7745.2W
2.1.3 일사량에 의한 입열량 계산
태양 복사 Q р = 9400W.
2.1.4 외부 인클로저를 통한 열 취득 계산
외부 인클로저를 통한 열 입력 W는 다음 공식에 의해 결정됩니다.
Q 한계 = k st·F st(t n – t in) + k pok·F st(t n – t in), (4)
여기서 k i는 울타리를 통한 열 전달 계수, W/(m 2 K)입니다.
F 나는 – 울타리의 표면적, m 2 ;
tn, tv - 외부 및 내부 공기의 온도, 각각 °C.
Q 한계 = 0.26 289(26.6-22) = 345.6W
2.1.5 유리 개구부를 통한 열 입력 계산
실외 공기와 실내 공기의 온도차로 인해 유리 개구부를 통해 실내로 유입되는 열의 계산은 다음 공식에 의해 결정됩니다.
Q r.p. = [(t n – t in)/R o ]F 총계, (5)
여기서 R o는 유약 개구부의 열 저항, (m 2 K) / W이며 공식에 의해 결정됩니다.
R o = 1/k 창(6)
Ftotal – 유약 개구부의 총 면적, m2.
유리 개구부가 없기 때문에 Q o.p = 0W입니다.
표 3 - 연중 다른 기간에 따른 방의 열 균형
2.2 수분 방출 계산
수분은 사람의 피부 표면과 호흡, 액체의 자유 표면, 재료 및 제품의 젖은 표면, 재료 건조, 화학 반응 및 기술 작동의 결과로 증발하여 실내로 들어갑니다. 장비.
사람의 수분 방출은 상태(휴식, 수행하는 작업 유형) 및 주변 온도에 따라 다음 공식에 의해 결정됩니다.
Wl = wl·n·10 -3 , (7)
여기서 w l – 한 사람의 수분 방출, g/h;
n – 사람 수, 사람 수.
W l 냉기 = 40 285 10 -3 = 11.4kg/h
W l 열 = 44 285 10 -3 = 12.54 kg/h
2.3 실내 프로세스 빔의 기울기 결정
열 및 습기 균형 계산을 기반으로 실내 프로세스 빔의 각도 계수는 연중 따뜻한 ε t 및 추운 ε x 기간(kJ/kg)에 대해 결정됩니다.
ε t = (ΣQ t ·3.6)/W t, (8)
ε x = (ΣQ x 3.6)/W x.(9)
수치 값 ε t 및 ε x는 실내 프로세스 빔 경사각의 접선을 나타냅니다.
εt = (40290.8·3.6)/12.54 = 11567
ε x = (41945.2·3.6)/11.4 = 13246
3 에어컨 시스템 계산
3.1 공조 시스템 유형의 선택 및 정당화
공조 시스템 유형의 선택 및 정당화는 설계 과제에 지정된 공조 시설의 작동 조건 분석을 기반으로 수행됩니다.
객실 수에 따라 단일 또는 다중 구역 에어컨 시스템이 제공되며 배기 재순환과 함께 사용할 가능성이 평가되어 열과 냉기 소비를 줄일 수 있습니다.
1차 및 2차 재순환 기능이 있는 SCR은 일반적으로 온도 및 상대 습도에 대한 고정밀 제어가 필요하지 않은 실내에 사용됩니다.
공기처리 개념의 최종 결정은 SCR의 성능과 외기유량을 판단한 후 이루어진다.
3.2 공기 분배 방식 선택. 허용 및 작동 온도 차이 결정.
위생 지표와 작업 영역의 매개변수의 균일한 분포 측면에서 대부분의 냉방 시설에 대해 가장 수용 가능한 방법은 작업 영역에 4~6m 높이의 경사로 공급 공기를 공급하는 것입니다. 상부 구역의 일반 배기 후드 제거.
1. 허용되는 온도차를 결정합니다.
Δt 더하기 \u003d 2 ° С.
2. 공급 공기 온도 결정
t p = t in - Δt 더하기 (10)
t p 열 = 22 – 2 = 20°С,
t p 추위 = 20 – 2 = 18°C.
3. 배기 온도를 결정합니다.
t у = t в + Grad t(H – h), (11)
여기서 gradt는 작업 영역 위의 방 높이에 따른 온도 구배(°C)입니다.
H – 방 높이, m;
h – 작업 영역의 높이, m.
방의 높이에 따른 온도 구배는 방의 특정 과잉 현열 q i, W에 따라 결정됩니다.
q i = ΣQ/V pom = (ΣQ p -Q p + Q i)/ V pom (12)
q 나는 열 = (40290.8 – 22800 + 22230)/1820.7 = 21.8W
q 나는 추위 = (41945.2 – 34200 + 25650)/ 1820.7 = 18.3W
t 열 = 22 + 1.2(6.3 – 1.5) = 27.76°C;
t 저온 = 20 + 0.3(6.3 – 1.5) = 21.44°C.
4. 작동 온도 차이를 결정합니다.
Δt p = t y - t p (13)
Δt р 열 = 27.76 – 20 = 7.76°С;
Δt р 추위 = 21.44 – 18 = 3.44°С.
3.3 공조 시스템의 성능 결정
공조 시스템의 경우 공급 공기 덕트 네트워크의 누출로 인한 공기 손실을 고려한 총 용량 G(kg/h)와 공조실에서 사용되는 유효 용량 Gp(kg)가 구분됩니다. /시간.
경화의 유용한 생산성은 공식에 의해 결정됩니다
G p = ΣQ t /[(J y – J p) 0.278], (14)
여기서 ΣQ t는 연중 따뜻한 기간 동안 실내의 총 열 과잉 W입니다.
J y, J p – 연중 따뜻한 기간 동안 배출 및 공급 공기의 특정 엔탈피, kJ/kg.
G p \u003d 40290.8 / [(51 - 40)) 0.278] \u003d 13176kg / h.
공식을 사용하여 총 생산성을 계산합니다.
G = Kp·Gp, (15)
여기서 K p는 공기 덕트의 손실량을 고려한 계수입니다.
G = 1.1·13176= 14493.6kg/h.
에어컨 시스템 L, m 3 / h의 체적 생산성은 다음 공식으로 구합니다.
여기서 ρ는 공급 공기의 밀도(kg/m 3)입니다.
ρ = 353/(273+tp)(17)
ρ = 353/(273+20) = 1.2kg/m 3 ;
L = 14493.6 /1.2 = 12078m 3 /h.
3.4 외기량 결정
SCR에 사용되는 외기량은 온습도 처리 시의 냉난방 비용과 먼지 제거를 위한 전력 소모량에 영향을 미칩니다. 이런 점에서 항상 그 양을 최대한 줄이도록 노력해야 합니다.
최저한의 허용 수량에어컨 시스템의 실외 공기는 요구 사항에 따라 결정됩니다.
1인당 공기 공급에 필요한 위생 표준(m 3 / h) 보장
L n ΄ = l n,(18)
여기서 l은 1인당 공급되는 실외 공기의 표준화된 유량(m 3 /h)입니다.
n – 방에 있는 사람 수, 명.
Ln΄ = 25·285 = 7125m 3 / h;
국소 배기 및 실내 과잉 압력 생성에 대한 보상
L n ΄΄ = L mo + V pom ·К΄΄ , (19)
여기서 Lmo는 국소 배기량, m 3 / h입니다.
V 룸 – 방의 부피, m 3;
K΄΄는 항공 환율입니다.
L n ΄΄ = 0 + 1820.7 2 = 3641.4 m 3 /h.
우리는 L n ΄ 및 L n ΄΄에서 더 큰 값을 선택하고 추가 계산을 위해 L n ΄ = 7125 m 3 / h를 받아들입니다.
우리는 공식을 사용하여 실외 공기 흐름을 결정합니다.
G n = L n ·ρ n, (20)
여기서 ρn은 외부 공기의 밀도(kg/m3)입니다.
G n \u003d 7125 1.18 \u003d 8407.5kg / h.
재순환을 위해 SCR을 확인합니다.
14493.6kg/h >8407.5kg/h, 조건이 충족됩니다.
2. 제이< J н
51kJ/kg< 60 кДж/кг, условие выполняется.
3. 공기에는 독성 물질이 포함되어서는 안됩니다.
참고: 모든 조건이 충족되므로 재순환과 함께 SCR 방식을 사용합니다.
허용 외부유량 Ln은 전체 공급 공기량의 10% 이상이어야 합니다. 즉, 조건을 충족해야 합니다.
8407.5kg/h ≥ 0.1 14493.6
8407.5kg/h ≥ 1449.36kg/h, 조건이 충족됩니다.
3.5 공조 프로세스 다이어그램 제이 - 디 도표
3.5.1 연중 따뜻한 기간의 공조 과정 다이어그램 작성
에어컨 프로세스 다이어그램 Jd 다이어그램일년 중 따뜻한 기간에 대한 정보는 부록 A에 나와 있습니다.
첫 번째 재순환을 통해 SCR 회로를 구성하는 절차를 고려해 보겠습니다.
a) 표 1과 2에 주어진 매개변수에 따라 외부 및 내부 공기의 상태를 특성화하는 점 H와 B의 위치를 J-d 다이어그램에서 찾습니다.
b) t를 통해 수행 경사 ε t의 크기를 고려하여 프로세스의 빔에서;
c) 다른 지점의 위치 결정:
T. P(즉, 공급 공기의 상태)는 등온선 t p와 프로세스 빔의 교차점에 있습니다.
T. P΄ (즉, 두 번째 공기 히터 VN2 출구의 공급 공기 상태), 1 ° C의 세그먼트가 P 지점에서 수직으로 놓여 있습니다 (PP΄ 세그먼트는 가열을 특징으로 함). 공기 덕트 및 팬의 공급 공기);
T. O(즉, 관개실 출구의 공기 상태), t.П΄에서 선 d \u003d const를 따라 세그먼트 ψ \u003d 90%와의 교차점까지 선이 그려집니다. (세그먼트 OP΄는 제2 공기 히터 VN2의 공기 가열을 특징으로 합니다);
T. Y(즉, 방을 나가는 공기의 상태)는 등온선 y와 프로세스 빔의 교차점에 있습니다(PVU의 세그먼트는 방의 공기에 의한 열과 습기의 동화를 특징으로 함).
T. U΄ (즉, 외부 공기와 혼합되기 전의 재순환 공기 상태), t.U에서 선 d \u003d const를 따라
0.5 ° C 세그먼트를 따로 보관하십시오 (YU΄ 세그먼트는 팬에서 나가는 공기의 가열을 나타냄).
T. C(즉, 재순환된 공기와 외부 공기가 혼합된 후의 공기 상태).
점 У΄과 Н는 직선으로 연결됩니다. 세그먼트 U΄N은 재순환과 외부 공기를 혼합하는 과정을 특징으로 합니다. 점 C는 직선 U΄N(Jc와의 교차점)에 위치합니다.
C점의 비엔탈피 Jc(kJ/kg)는 다음 공식을 사용하여 계산됩니다.
J с = (G n · J n + G 1р · J у΄)/ G, (21)
여기서 J n – 외부 공기의 특정 엔탈피, kJ/kg;
J c - 외부 공기와 재순환 공기를 혼합한 후 형성된 공기의 특정 엔탈피, kJ/kg;
G 1р – 첫 번째 재순환 공기 흐름, kg/h
G 1p \u003d G-G n (22)
G 1р = 14493.6– 8407.5 = 6086.1kg/h
J с = (8407.5 60+6086.1 51)/ 14493.6= 56.4 kJ/kg
점 C와 O는 직선으로 연결됩니다. 생성된 CO 세그먼트는 관개실에서 공기의 열 및 습기 처리의 다방성 과정을 특징으로 합니다. 이것으로 SCR 프로세스 구축이 완료됩니다. 표 4의 형식에 따라 기준점의 매개변수를 입력합니다.
3.5.2 추운 계절에 대한 공조 프로세스 계획 구축
연중 추운 기간에 대한 J-d 다이어그램의 에어컨 프로세스 다이어그램은 부록 B에 나와 있습니다.
J-d 다이어그램에서 첫 번째 공기 재순환으로 회로를 구성하는 절차를 고려해 보겠습니다.
a) J-d 다이어그램에서 기준점 B와 H의 위치를 찾아 표에 주어진 매개변수에 따라 외부 및 내부 공기의 상태를 특성화합니다. 12;
b) 각도 계수 ε x의 크기를 고려하여 지점 B를 통해 프로세스 빔을 전도합니다.
c) 점 P, U, O의 위치 결정:
T.U는 등온선 ty(추운 기간 동안)와 프로세스 광선의 교차점에 위치합니다.
등엔탈프 J p와 공정 빔의 교차점에 위치한 T. P; 추운 기간 동안의 공급 공기의 비엔탈피 J p의 수치는 방정식으로부터 사전에 계산됩니다.
J p = J y – [ΣQ x /(0.278 G)], (23)
여기서 J y는 추운 계절에 실내를 나가는 공기의 비엔탈피(kJ/kg)입니다.
Q x - 추운 계절에 실내의 총 열 과잉, W;
G는 연중 따뜻한 기간의 SCR 생산성(kg/h)입니다.
Jp = 47 - = 38.6kJ/kg
PVU 섹션은 실내 공기 매개변수의 변화를 특성화합니다.
T. O(즉, 관개실 출구의 공기 상태)는 선 d p와 선 Φ = 90%의 교차점에 위치합니다. 세그먼트 OP는 두 번째 공기 히터 VN2의 공기 가열을 특징으로 합니다.
T. C(즉, 제1 공기가열기(VN1)에서 가열된 외부 공기와 실내 외부의 공기가 혼합된 후의 공기 상태), 이엔탈프 Jo와 dc선의 교차점에 위치 ; 숫자 값은 공식에 의해 계산됩니다.
d с = (G n · d n + G 1р · d у)/ G (24)
d c \u003d (8407.5 0.8 + 6086.1 10) / 14493.6 \u003d 4.7g / kg.
T.K는 첫 번째 공기 히터 VN1의 출구에서 공기의 상태를 특성화하며 dn(외기의 수분 함량)과 연속 직선 US의 교차점에 위치합니다.
기준점에 대한 공기 매개변수는 표 5의 형식에 따라 입력됩니다.
표 5 - 추운 계절 동안 기본 지점의 공기 매개변수
| 공기 매개변수 | |||||
온도 t, |
특정한 엔탈피 J, kJ/kg |
수분 함량 d, g/kg | 상대적인 습도 Φ, % |
||
| 피 | 13,8 | 38,6 | 9,2 | 85 | |
| 안에 | 20 | 45 | 9,8 | 68 | |
| 유 | 21,44 | 47 | 10 | 62 | |
| 에 대한 | 14,2 | 37 | 9,2 | 90 | |
| 와 함께 | 25 | 37 | 4,8 | 25 | |
| N | -18 | -16,3 | 0,8 | ||
| 에게 | 28 | 30 | 0,8 | 4 | |
3.6 공조 시스템의 열 및 냉기 수요 결정
연중 따뜻한 기간 동안 두 번째 공기 히터 W의 열 소비량
Q t ВН2 = G(J p΄ - J o) 0.278, (25)
여기서 J p΄는 두 번째 공기 히터 출구의 공기 비엔탈피, kJ/kg입니다.
J o - 두 번째 히터 입구 공기의 특정 엔탈피, kJ/kg.
Qt VH2 \u003d 14493.6 (38 - 32.2) 0.278 \u003d 23369.5W
냉각 및 건조 공정에 대한 냉기 소비량 W는 다음 공식에 의해 결정됩니다.
Q 쿨 = G(J c - J o) 0.278,(26)
여기서 Jc는 관개실 입구 공기의 비엔탈피(kJ/kg)입니다.
J o - 관개실 출구에서의 공기의 특정 엔탈피, kJ/kg.
Q 쿨 \u003d 14493.6 (56.7 - 32.2) 0.278 \u003d 47216W
공기 중에 응축된 수분의 양, kg/h
W К = G(d с - d о)·10 -3 ,(27)
여기서 d c는 관개실 입구 공기의 수분 함량, g/kg입니다.
d o - 관개실 출구 공기의 수분 함량, g/kg.
WK = 14493.6 (11.5 – 8) 10 -3 = 50.7kg/h
연중 추운 기간 동안 제1온풍기의 열 소모량, W
Q x BH1 = G(J k - J n) 0.278,
여기서 J k는 첫 번째 공기 히터 출구의 공기 비엔탈피, kJ/kg입니다.
J n - 첫 번째 공기 히터 입구 공기의 비엔탈피, kJ/kg.
Q x VN1 = 14493.6(30-(-16.3)) 0.278 = 18655.3W
제2공기히터의 추운 계절 열 소비량, W
Q x BH2 = G(J p - J o) 0.278, (28)
여기서 Jp는 추운 계절 동안 두 번째 공기 히터 출구의 공기 비엔탈피(kJ/kg)입니다.
J o - 추운 계절에 두 번째 공기 히터 입구의 공기 비엔탈피, kJ/kg.
Q x VN2 = 14493.6(38.6 – 37) 0.278 = 6447W
관개실 내 공기 가습을 위한 물 소비량(관개실 보충용), kg/h
W П = G(d о – d с)·10 -3 (29)
WP = 14493.6(9.2 – 4.8) 10 -3 = 63.8kg/h.
3.7 에어컨 브랜드 선택 및 레이아웃
KTZZ 브랜드 에어컨은 두 가지 공기 성능 모드로 작동할 수 있습니다.
정격 성능 모드에서
최대 성능 모드에서
KTTSZ 브랜드의 에어컨은 기본 장비 배치 계획에 따라서만 제조되거나 추가 장비로 인한 수정을 통해서만 제조됩니다. 필요한 장비, 한 장비를 다른 장비로 교체하거나 제외 개별 종장비.
KTZZ 브랜드 에어컨의 지수는 전체 체적 생산성을 고려하여 결정됩니다.
L 1.25 = 12078 1.25 = 15097.5m 3 / h
KTTSZ 브랜드 - 20의 에어컨을 선택합니다.
3.8 에어컨 요소의 계산 및 선택
3.8.1 관개실 계산
VNIIKonditsioner 방법을 사용하여 OKFZ를 계산합니다.
a) 따뜻한 기간
SCR의 체적 생산성 결정
L =12078m 3 /h
버전 1, 총 노즐 수 n f = 18 개.
우리는 공식을 사용하여 카메라 프로세스 빔의 특성을 고려하여 프로세스의 단열 효율 계수를 결정합니다.
E a = (J 1 – J 2)/(J 1 – J pr), (30)
여기서 J 1, J 2는 각각 챔버 입구와 출구의 공기 엔탈피입니다.
J pr - J-d 다이어그램에서 공기의 제한 상태 엔탈피,
E a = (56.7 – 32.2)/(56.7 – 21) = 0.686
기온의 상대적인 차이 결정
Θ = 0.33 s w μ (1/ E p – 1/ E a) (31)
Θ = 0.33 4.19 1.22 (1/ 0.42 – 1/ 0.686) = 1.586
챔버 내 물의 초기 온도를 계산합니다.
t w 1 = t in pr -Θ(J 1 – J 2)/ w ·μ, (32)
홍보에서 t – 한계 온도공기, ℃
t w 1 = 6.5-1.586(56.7 – 32.2)/ 4.19·1.22 =3.32 °C
우리는 공식을 사용하여 (챔버 출구에서) 물의 최종 온도를 계산합니다.
t w 2 = t w 1 + (J 1 – J 2)/ w μ(33)
t w 2 = 1.32 + (56.7 – 32.2)/ 4.19 1.22 = 9.11 °C
분무된 물의 유량 결정
Gw = μ·G(34)
Gw = 1.22·14493.6 = 17682.2kg/h(~17.7m3/h)
노즐을 통과하는 물의 흐름(노즐 성능)을 계산합니다.
g f = G w /n f (35)
gf = 17682.2 /42 = 421kg/h
노즐 앞에 필요한 수압은 공식에 의해 결정됩니다.
ΔР f = (g f /93.4) 1/0.49 (36)
ΔР f = (421/93.4) 1/0.49 = 21.6kPa
인젝터의 안정적인 작동은 20kPa ≤ ΔР f ≤ 300kPa에 해당합니다. 조건이 충족되었습니다.
냉동실에서 나오는 냉수의 흐름은 공식에 의해 결정됩니다
G w x = Q 콜드 / s w (t w 1 - t w 2)(37)
G w x = 47216/ 4.19 (9.11 – 3.32) = 4935.8 kg/h (~4.9 m 3 / h).
b) 추운 기간
연중 이 기간 동안 OKFZ는 단열 공기 가습 모드로 작동합니다.
우리는 공식을 사용하여 열 전달 효율 계수를 결정합니다.
E a = (t 1 – t 2)/(t 1 – t m1)(38)
E a = (25 – 14.2)/(25 –13.1) = 0.908
관개 계수는 그래픽 의존성 E a =f(μ)로부터 결정됩니다.
또한 그래픽적으로 μ 값을 사용하여 계수의 수치 값을 찾습니다.
감소된 엔탈피 효율 계수 E p.
식 (34)를 사용하여 분무된 물의 유속을 계산합니다.
G w = 1.85 14493.6 = 26813.2 kg/h (~26.8 m 3 / h)
공식 (35)를 사용하여 노즐의 성능을 결정합니다.
gf = 26813.2 /42 = 638kg/h
공식 (36)을 사용하여 노즐 앞에 필요한 수압을 결정합니다.
ΔР f = (638/93.4) 1/0.49 = 50.4kPa
우리는 공식을 사용하여 챔버에서 증발하는 물의 유량을 계산합니다.
G w 사용 = G(d o – d s) 10 -3 (39)
G w isp = 14493.6 (9.2–4.8) 10 -3 = 63.8kg/h
계산에서 알 수 있듯이 가장 높은 유속(26.8m 3 /h)과 노즐 앞의 가장 높은 수압(50.4kPa)은 연중 추운 기간에 해당합니다. 이러한 매개변수는 펌프를 선택할 때 계산된 대로 사용됩니다.
3.8.2 공기 히터 계산
공기 히터는 일년 중 두 기간 동안 계산됩니다. 먼저 추운 기간에 대해 계산한 다음 따뜻한 기간에 대해 계산합니다.
1차 난방과 2차 난방의 공기 히터도 별도로 계산됩니다.
공기 히터를 계산하는 목적은 필요하고 사용 가능한 열 전달 표면과 작동 모드를 결정하는 것입니다.
검증 계산 과정에서 중앙 에어컨의 브랜드를 기준으로 기본 공기 히터의 유형과 개수가 지정됩니다. 즉, 표준 레이아웃이 먼저 승인되고 계산에 의해 지정됩니다.
추운 기간
계산할 때 다음을 계산하십시오.
공기를 가열하는 데 필요한 열, W
Q woz \u003d 18655.3 W;
온수 소비량, kg/h:
G w = 3.6Q voz /4.19(t w n – t w k) = 0.859Q voz /(t w n – t w k) (40)
Gw =0.859·18655.3/(150 – 70) = 200.3kg/h;
에어컨 브랜드에 따라 기본 열 교환기의 수와 유형이 선택되며, 이에 대해 공기 히터의 개방 부분에서 공기 이동의 질량 속도가 kg/(m 2 s)로 계산됩니다.
ρv = G voz /3600 f voz, (41)
여기서 f 공기는 공기 히터의 공기 통로를 위한 개방 단면적, m 2
열교환기 파이프를 통한 온수 이동 속도, m/s
w = G w /(ρ w f w 3600), (42)
여기서 ρ w는 평균 온도에서의 물의 밀도(kg/m3)입니다.
f w - 물 통로의 단면적, m2.
w = 200.3/(1000·0.00148·3600) = 0.038m/s.
우리는 속도를 0.1m/s로 간주합니다.
열전달 계수, W/(m 2 K)
K = a(ρv) q w r ,(43)
여기서 a, q, r은 계수입니다.
냉각수 간의 평균 온도 차이:
Δt av = (t w n + t w k)/2 – (t n + t k)/2 (44)
Δt av = (150 + 70)/2 – (-18 +28)/2 = 35°С
필요한 열교환 면적, m 2
F tr = Q 공기 /(K Δt 평균) (45)
F tr = 18655.3/(27.8 35) = 19.2m2
[(F r - F tr)/ F tr ]·100≤15%(46)
[(36.8 – 19.2)/ 19.2] 100 = 92%
조건이 충족되지 않으면 에어 히터 VN1을 예비로 허용합니다.
a) 추운 기간
Q woz \u003d 6447 W;
공식 (40)에 따른 온수 소비량, kg/h
Gw =0.859·6447/(150 – 70) = 69.2kg/h;
에어컨 브랜드에 따라 기본 열 교환기의 수와 유형이 선택되며, 이에 대해 공기 히터의 라이브 섹션에서 공기 이동의 질량 속도가 다음 공식에 따라 kg/(m 2 s)로 계산됩니다. 41) ρv = 14493.6 /3600 2.070 = 1, 94kg / (m 2 s);
식(42)에 따라 열교환기 파이프를 통한 온수 이동 속도(m/s)
w = 69.2 /(1000·0.00148·3600) = 0.013m/s.
속도를 0.1m/s로 가정합니다.
공식(43)에 따른 열전달 계수, W/(m 2 K)
K = 28(1.94) 0.448 0.1 0.129 = 27.8W/(m 2 K);
공식 (44)에 따른 냉각수 간의 평균 온도 차이
Δt av = (150 + 70)/2 – (13.8 +14.2)/2 = 26°C
공식 (45)에 따라 필요한 열교환 면적, m 2
F tr = 6447/(27.8 26) = 8.9m2
공식 (46)을 사용하여 조건을 확인합니다.
[(36.8 – 8.9)/ 8.9] 100 =313%
b) 따뜻한 기간
위에서 제안된 공식 (40)-(46)을 사용하여 따뜻한 기간을 다시 계산합니다.
Qvoz = 23369.5W;
Gw =0.859·23369.5 /(70 – 30) = 501.8kg/h
ρv = 14493.6 /3600 2.070 = 1.94kg/(m 2 s);
w = 501.8 /(1000·0.00148·3600) = 0.094m/s.
추가 계산을 위해 속도를 0.1m/s로 가정합니다.
K = 28(1.94) 0.448 0.1 0.129 = 27.88W/(m 2 K);
Δt av = (30 + 70)/2 – (12 +19)/2 = 34.5°C
F tr = 23369.5 /(27.88 · 34.5) = 24.3m2
이 경우 다음 조건이 충족되어야 합니다. 사용 가능한 표면 F p(미리 선택한 공기 히터)와 필요한 표면 F tr 사이에서 열 교환 표면의 예비는 15%를 초과해서는 안 됩니다.
[(36.8 – 24.3)/ 24.3] 100 = 51%
조건이 충족되지 않으면 여유를 두고 에어 히터 VN2를 허용합니다.
3.8.3 공기 필터 선택
SLE의 먼지로부터 공기를 청소하기 위해 필터가 포함되어 있으며, 필터의 설계 솔루션은 이 먼지의 특성과 필요한 공기 순도에 따라 결정됩니다.
공기 필터의 선택은 [2, book 2]에 따라 수행됩니다.
사용 가능한 데이터를 기반으로 필터 FR1-3을 선택합니다.
3.8.4 공조 시스템의 공기역학적 항력 계산
SCR의 총 공기역학적 항력은 다음 공식을 사용하여 구합니다.
Р с = ΔР pk + ΔР f + ΔР in1 + ΔР ok + ΔР in2 + ΔР in + ΔР in.v. , (47)
여기서 ΔР pc – 수신 장치의 저항, Pa
ΔР pk = Δh pk ·(L/L k) 1.95 (48)
(여기서 L은 SCR의 계산된 부피 생산성, m 3 /h입니다.
Lк - 에어컨의 체적 용량, m 3 /h;
Δh pc - 에어컨의 공칭 용량에서의 차단 저항 (Δh pc = 24 Pa), Pa);
ΔР pc = 24·(12078/20000) 1.95 = 8.98 Pa;
ΔР f는 필터의 공기 역학적 저항입니다 (필터의 최대 먼지 함량 ΔР f = 300 Pa에서), Pa;
ΔР в1 – 첫 번째 공기 히터의 공기 역학적 저항 Pa;
ΔР в1 = 6.82 (ρv) 1.97 R
ΔРin1 = 6.82 (1.94) 1.97 ·0.99 = 24.9W.
ΔР в2 – 두 번째 공기 히터의 공기 역학적 저항, Pa
ΔР в2 = 10.64·(υρ) 1.15·R, (49)
(여기서 R은 공기 히터의 산술 평균 공기 온도에 따른 계수입니다.)
ΔР в2 = 10.64·(1.94) 1.15·1.01 = 23.03 Pa;
ΔР ok – 관개실의 공기역학적 저항, Pa
ΔР ok = 35·υ ok 2,(50)
(여기서 υ ok – 관개실의 공기 속도, m/s);
ΔР 대략 = 35·2.5 2 = 218.75 Pa;
ΔР pr – 연결 부분의 공기 역학적 저항, Pa
ΔР pr = Δh pr (L/L k) 2, (51)
(여기서 Δh pr – 공칭 용량에서의 단면 저항(Δh pr = 50 Pa), Pa);
ΔР pr = 50(12078/20000) 2 = 18.2 Pa;
ΔР w.v - 공기 덕트 및 공기 분배기의 공기 역학적 저항 (ΔР w.v = 200 Pa), Pa.
Ps = 8.98 + 300 +24.9 + 218.75 + 23.03 + 18.2 +200 = 793.86Pa.
3.9 에어컨 팬 선택
팬 선택을 위한 초기 데이터는 다음과 같습니다.
팬 용량 L, m 3 /h;
팬 Ру, Pa에 의해 개발되고 공식으로 지정된 조건부 압력
R y = R s [(273+t p)/293] R n /R b, (52)
여기서 t p – 따뜻한 계절의 공급 공기 온도, °C;
P n – 정상 조건에서의 기압 (P n = 101320 Pa), Pa;
Р b – 팬 설치 장소의 기압, Pa.
R y = 793.86 [(273+20)/293] 101230/101000 = 796 Pa.
얻은 데이터를 기반으로 팬 V.Ts4-75 버전 E8.095-1을 선택했습니다.
n in = 950rpm
N y \u003d 4kW
3.10 관개실용 펌프 선택
펌프 선택은 유체 흐름과 요구 사항을 고려하여 수행됩니다.
오라. 유체 흐름은 최대 체적과 일치해야 합니다.
관개실 내 순환수의 유량, m 3 / h
L w = G w 최대 /ρ,(53)
여기서 G w max는 OCP 단위의 물의 최대 질량 유량(kg/h)입니다.
ρ – OKF에 유입되는 물의 밀도, kg/m3.
엘 w = 26813.2 /1000 = 26.8m 3 / h
필요한 펌프 압력 N tr, m 물. Art., 공식에 의해 결정됨
N tr = 0.1Р f + ΔН, (54)
여기서 Р f – 노즐 앞의 수압, kPa;
ΔH - 수집기까지의 상승 높이를 고려한 파이프라인의 압력 손실(관개 챔버의 경우 ΔH = 8m w.c.), m w.c. 성..
N tr = 0.1 50.4 + 8 = 13.04 m aq. 미술.
얻은 데이터를 바탕으로 펌프와 전기 모터를 선택합니다.
선택한 펌프의 매개변수:
이름: KK45/30A;
액체 소비량 35m 3 / h;
총 수두 22.5m의 물. 미술.;
선택한 전기 모터의 매개변수:
유형 A02-42-2;
무게 57.6kg;
전력 3.1kW.
3.11 냉동 시스템의 주요 장비 계산 및 선택
냉동 시스템의 주요 장비를 계산하는 목적은 다음과 같습니다.
필요한 냉각 용량 계산 및 냉동기 유형 선택
냉동기의 작동 매개변수를 찾고 이를 기반으로 냉동기 증발기 및 응축기의 주요 요소에 대한 검증 계산을 수행합니다.
계산은 다음 순서로 수행됩니다.
a) 냉동기의 필요한 냉각 용량 W를 구하십시오.
Q x = 1.15 Q 쿨, (55)
여기서 Qcool은 냉각 소비량 W입니다.
Q x = 1.15 47216 = 59623.4W
b) Q x 값을 고려하여 냉동기 MKT40-2-1 유형을 선택합니다.
c) 냉동기의 작동 모드를 결정합니다. 이에 대해 다음을 계산합니다.
냉매 증발 온도, °C
t 및 = (t w ~ +t x)/2 – (4…6), (56)
여기서 t w k는 관개실을 떠나 증발기로 들어가는 액체의 온도, °С입니다.
t x는 증발기를 떠나 관개 챔버로 들어가는 액체의 온도(°C)입니다.
냉매 응축 온도, °C
t k = t w k2 +Δt,(57)
여기서 t w к2는 응축기에서 나가는 물의 온도, °C입니다.
t w к2 =t w к1 +Δt (58)
(여기서 t w k1은 응축기로 들어가는 물의 온도 ° С (Δt \u003d 4 ... 5 ° С)이며 t k는 + 36 ° С를 초과해서는 안됩니다.)
t w к1 = t мн + (3…4), (59)
여기서 t mn은 연중 따뜻한 기간(°С)의 습구에 따른 실외 공기 온도입니다.
t 및 = (3.32+9.11)/2 – 4 = 2.215°C
t mn \u003d 10.5 ° С
t w к1 = 10.5 + 4 = 10.9°С
t w k2 =10.9 + 5 = 15.9°C
tk = 15.9 + 5 = 20.9°C
제어 밸브 앞의 액체 냉매의 과냉각 온도, °C
t 당 = t w к1 + (1…2)
t당 = 10.9 + 2 = 12.9°C
압축기 실린더로 흡입되는 냉매 증기 온도, °C
t 태양 = t 및 + (15…30), (60)
여기서 t와 는 냉매의 증발 온도, °C입니다.
t 태양 = 0.715+25 = 25.715 °C
d) 장비의 검증 계산을 수행하고 이에 대해 다음을 계산합니다.
공식에 따른 증발기 표면
F 및 = Q 냉각 /K 및 ·Δt 평균 및, (61)
여기서 K 및 는 프레온 12에서 작동하는 쉘 앤 튜브 증발기의 열 전달 계수입니다(K 및 = (350...530) W/m 2 K).
Δt avg – 증발기 내 냉각수 간의 평균 온도 차이로, 공식에 의해 결정됩니다.
Δt av.i = (Δt b – Δt m)/2.3lg Δt b / Δt m (62)
Δt b = Δt w 2 - t 및 (63)
Δt b = 9.11 – 2.215 =6.895 °C (64)
Δtm =3.32 – 2.215 = 1.105°C
Δt 평균 = (6.895–1.105)/2.3lg6.895 / 1.105= 3.72 °C
F 및 = 47216/530 3.72 = 23.8m2
계산된 표면 F와 증발기 표면 F 및 `에 주어진 것과 비교합니다. 기술 사양냉동 기계; 이 경우 조건이 충족되어야 합니다.
F 및 ≤ F 및`
23.8m2< 24 м 2 – условие выполняется
공식에 따른 커패시터 표면
F k \u003d Q k / K k Δt sr.k, (65)
Q k \u003d Q x + N k.in, (66)
(여기서 N k.in은 압축기의 소비된 표시 전력입니다. 약간의 여유가 있으면 표시 전력은 압축기의 소비 전력 W와 동일하게 간주될 수 있습니다.)
K k는 프레온 12에서 작동하는 쉘 앤 튜브 응축기의 열 전달 계수입니다(K k = (400...650) W/m 2 K).
Δt avg – 공식 °C로 결정되는 응축기 내 냉각수 간의 평균 온도 차이
Δt 참조 = (Δt b – Δt m)/2.3lg Δt b / Δt m (67)
Δt b = t k - t w k1 (68)
Δt b = 20.9 – 3.32 = 17.58°C
Δt m = t k - t w k2 (69)
Δtm = 20.9 – 9.11 = 11.79°C
Δt 평균 = (17.58 – 11.79)/2.3lg17.58/11.79 = 14 °C
Qk = 59623.4 + 19800 = 79423.4W
Fk = 79423.4 /400 14 = 14.2m 2
계산된 응축기 표면 F k 는 응축기 표면 F k `와 비교되며 그 수치는 냉동기의 기술적 특성에 주어지며 조건이 충족되어야 합니다.
F ~ ≤ F ~ `
14.2m2 ≤ 16.4m2 – 조건이 충족됩니다.
응축기의 물 흐름(kg/s)은 다음 공식을 사용하여 계산됩니다.
W = (1.1· Q k)/c w (t w k2 - t w k1), (70)
여기서 c w는 물의 비열 용량입니다(c w = 4190 J/(kg K)).
W = (1.1·79423.4)/4190·(9.11–1.32) = 2.6kg/s.
사용된 소스 목록
1. SNiP 2.04.05-91. 난방, 환기 및 에어컨. – M.: Stroyizdat, 1991.
2. 내부 위생 설비: 환기 및 공조 / B.V. Barkalov, N.N. 파블로프, S.S. Amirjanov 및 기타; 에드. N.N. 파블로바 Yu.I. 쉴러: 2권의 책으로요. – 4판, 개정됨. 그리고 추가 – M.: Stroyizdat, 1992. 책. 1, 2. 3부.
3. Averkin A.G. "공조 및 냉동" 과정의 예 및 과제: 교과서. 용돈. – 2판, 개정판. 그리고 추가 – M.: ASV 출판사, 2003.
4. Averkin A. G. 에어컨 및 냉장: 지침코스 작업을 위해. – 펜자: PISI, 1995.
