Klikając przycisk „Pobierz archiwum”, pobierzesz potrzebny plik za darmo.
Przed pobraniem tego pliku pamiętaj o dobrych esejach, kontrolach, pracach semestralnych, tezy, artykuły i inne dokumenty, które nie zostały odebrane na Twoim komputerze. To twoja praca, powinna uczestniczyć w rozwoju społeczeństwa i przynosić korzyści ludziom. Znajdź te prace i wyślij je do bazy wiedzy.
My i wszyscy studenci, doktoranci, młodzi naukowcy, którzy wykorzystują bazę wiedzy w swoich studiach i pracy, będziemy Państwu bardzo wdzięczni.
Aby pobrać archiwum z dokumentem należy w polu poniżej wpisać pięciocyfrowy numer i kliknąć przycisk „Pobierz archiwum”
Podobne dokumenty
Opis budowy lodówki domowej. Obliczanie zysków ciepła w szafie. Obliczenia termiczne maszyny chłodniczej. Zysk ciepła po otwarciu drzwi urządzenia. Obliczanie sprężarki tłokowej i wymienników ciepła. Uzasadnienie wyboru podstawowych materiałów.
praca semestralna, dodana 14.12.2012
Określenie pojemności lodówki, obliczenie jej powierzchni. Wymagana grubość izolacji. Obudowy lodówek. Przenikanie ciepła przez ogrodzenia. Czas trwania obróbki chłodniczej produktu. Obliczanie i dobór chłodnic powietrza.
praca semestralna, dodana 04.09.2012
ogólna charakterystyka oraz zasada działania agregatu chłodniczego zakład mleczarski, studium wykonalności. Metoda obliczania powierzchni konstrukcyjnej lodówki. Obliczenia termiczne przyjętej lodówki. Obliczanie i dobór wyposażenia komory.
praca semestralna, dodana 06.03.2010
Obliczenia projektowe chłodnicy powietrza typu poziomego. Wykorzystanie wtórnych źródeł energii o niskim potencjale. Wyznaczanie obciążenia cieplnego lodówki, masowego i objętościowego przepływu powietrza. Bilanse termiczne i egzegetyczne lodówki.
praca semestralna, dodana 21.06.2010
Opis budowy dwukomorowej lodówki kompresyjnej. Radiatory w szafce lodówki. Obliczenia termiczne maszyny chłodniczej. Uzasadnienie wyboru podstawowych materiałów. Obliczanie sprężarki tłokowej, wymienników ciepła, kapilary.
praca semestralna, dodana 08.07.2013
Zasada działania lodówki, proces chłodzenia. Klasyfikacja lodówek domowych, główne bloki konstrukcyjne. Obliczanie cyklu chłodniczego, parownika, skraplacza i obciążenia cieplnego domowej lodówki kompresyjnej z zaworem elektromagnetycznym.
praca semestralna, dodana 23.03.2012
Specyfikacja techniczna sprzęt technologiczny konsumowanie na zimno. Obliczanie liczby prostokątów budowlanych komór magazynowych, grubości warstwy termoizolacyjnej. Obliczenia termiczne komory lodówki. Wybór i rozsądne systemy chłodzenia.
praca semestralna, dodana 01.11.2012
Ogromne znaczenie ma wybór systemu chłodzenia. Decyduje o bezpieczeństwie i kurczliwości ładunku, zużyciu energii na jednostkę przewożonych produktów, bezpieczeństwie transportu, efektywnym wykorzystaniu objętości ładunku itp.
Rozważmy główne wymagania, jakie musi spełniać system chłodzenia ładowni statku:
Zapewnij równomierne (jednorodne) pole temperatury w dowolnym punkcie ładowni z minimalnymi odchyleniami od optymalnych wartości dla danego ładunku;
Posiadać dużą pojemność magazynową (bezwładność) w celu spowolnienia wzrostu temperatury w ładowni podczas chwilowego postoju agregatu chłodniczego;
Zapewnij jak najmniejszą różnicę temperatur między temperaturą ładunku a temperaturą wrzenia czynnika chłodniczego. Umożliwi to uzyskanie przy danej temperaturze komory maksymalnej wartości współczynnika wydajności maszyny oraz najniższego energochłonności transportu towaru.
Urządzenia chłodnicze i systemy kanalizacji chłodziwa powinny mieć niewielką wagę i wymiary. Trzeba wiedzieć, że małe wymiary powierzchni chłodzących można osiągnąć tylko poprzez zwiększenie wartości współczynników przenikania ciepła.
Zapewnij niezawodność, prostotę i wygodę obsługi, bezpieczeństwo ludzi i bezpieczników, normalny monitoring reżimu chłodzenia, łatwość jego regulacji, rewizji, naprawy itp.
W przypadku komór prowiantowych statku do przewozu ładunków suchych bardziej ekonomiczne jest zastosowanie systemu chłodzenia powietrzem z bezpośrednim odparowaniem czynnika chłodniczego w akumulatorach wyparnych. Ponieważ systemy chłodnicze są mniej ekonomiczne niż systemy z chłodzeniem bezpośrednim: wymiana ciepła odbywa się dwukrotnie – z powietrza do solanki iz solanki do czynnika chłodniczego. Dlatego ceteris paribus, całkowita różnica temperatur między ładunkiem a parującym czynnikiem wzrasta i wynosi 11…12°C, co pogarsza wydajność ekonomiczną sprężarki i zwiększa jej gabaryty. Ponadto rosną koszty napędzania pomp solankowych.
Systemy z pośrednim czynnikiem chłodniczym mają również niską wydajność chłodniczą czynnika chłodniczego, co determinuje duże wskaźniki masy i wielkości systemów solankowych.
System chłodzenia powietrzem stał się szeroko rozpowszechniony w lodówkach transportowych i przemysłowych, zwłaszcza przy zastosowaniu freonowych maszyn chłodniczych. System ten jest szczególnie preferowany w lodówkach przewożących towary oddychające (owoce, warzywa).
System chłodzenia powietrzem, obsługiwany przez maszyny chłodnicze na freon-R-22, w najlepszy sposób zapewnia wzrost wskaźników technicznych i ekonomicznych lodówek przemysłowych i transportowych.
Obieg schłodzonego powietrza w komorach zapewniają wentylatory, które przetłaczają powietrze przez chłodnice powietrza schładzające bezpośrednio.
Znacznie mniejsza waga i gabaryty urządzeń chłodniczych znacznie zwiększają pojemność użytkową komór.
Chłodzony powietrzem i chłodzony akumulatorem („cichy”) układ chłodzenia posiada szereg zalet i wad, których wzajemny wpływ jest uwzględniany w analizie technicznej i ekonomicznej porównywanych systemów. Zalety systemu pneumatycznego: znacznie mniejsze zużycie metalu, większa trwałość, wygodniejsza obsługa, zwiększona ładowność, bez zmian. Wszystkie te czynniki obniżają amortyzację, koszty operacyjne i poprawiają nośność statku. W obecności układu powietrznego cyklicznie przeprowadzane odszraniania chłodnic powietrza pozwalają na bardziej efektywne wykorzystanie wydajności agregatu chłodniczego, natomiast przy „cichym” chłodzeniu warstwa szronu narastająca przez cały okres podróży znacznie pogarsza wydajność akumulatorów chłodzących i prowadzi do obniżenia współczynnika wydajności mapgin przy odpowiednim wzroście zużycia energii. Wady systemu powietrznego to: zwiększona wydajność chłodnicza instalacji, związana z koniecznością skompensowania dodatkowych dopływów ciepła równoważnych mocy wentylatorów oraz nieco większy skurcz produktu związany z intensywniejszym przenoszeniem ciepła i masy.
Studia wykonalności systemów chłodzenia powietrzem pokazują zalety tych systemów nad systemem chłodzenia akumulatorów, dlatego też system chłodzenia powietrzem jest uważany za najbardziej postępowy i obiecujący.
Rys.2. Schemat ideowy układu chłodzenia powietrza z bezpośrednim odparowywaniem chłodni okrętowych.
4. Dobór materiałów izolacyjnych. Obliczanie konstrukcji izolacyjnej.
Głównym konsumentem zimna w transporcie chłodniczym jest przenikanie ciepła do pomieszczeń chłodzonych z zewnątrz przez otaczające je konstrukcje. Redukcja dopływów ciepła z zewnątrz przyczynia się do zmniejszenia zapotrzebowania statku na zimno. Można to osiągnąć poprzez izolację termiczną otaczających powierzchni. Im niższa przewodność cieplna materiału izolacyjnego i im większa jego grubość, tym mniej ciepła przenika do pomieszczenia. Jednak wraz ze wzrostem grubości izolacji zmniejsza się użyteczna objętość ładunku izolowanego pomieszczenia, a koszt materiału izolacyjnego i jego instalacji wzrasta. Na nowoczesnych statkach chłodniach konstrukcje izolacyjne zmniejszają objętość ładowni o 15 ... 30%, co negatywnie wpływa na opłacalność transportu. Dlatego do izolacji termicznej stosuje się materiały o niskim współczynniku przewodzenia ciepła.
Na materiały izolacyjne stosowane w przemyśle stoczniowym nakłada się szereg innych ważnych wymagań, które decydują o ich wysokiej wydajności:
Wysokie właściwości osłony termicznej (niski współczynnik przewodności cieplnej) λ [W/(m·K)];
Niska gęstość ρ , kg / m3;
Wysoka wytrzymałość mechaniczna i elastyczność, odporna na wibracje i deformacje kadłuba statku;
Odporność na mróz (zdolność do przeciwstawiania się zniszczeniu izolacji pod wpływem zmiennych temperatur);
Ognioodporność i niepalność;
Brak zapachów i odporność na nie;
Niska pojemność wilgoci i niska higroskopijność;
Minimalny skurcz materiału izolacyjnego luzem;
Nie powodować ani nie przyczyniać się do korozji powierzchni;
Nie wpływają na zdrowie ludzi;
Wystarczająca odporność na gnilne bakterie i grzyby;
Taniość, dostępność, łatwość transportu, instalacji i eksploatacji, trwałość.
Istniejące materiały izolacyjne nie mogą jednocześnie spełnić wszystkich powyższych wymagań. Dlatego przy ich wyborze kierują się spełnieniem jedynie podstawowych wymagań, w zależności od przeznaczenia statku, rejonu żeglugi itp. Ponadto wpływ szeregu niedociągnięć może zostać wyeliminowany lub znacznie zmniejszony przez stworzyła racjonalną strukturę izolacyjną, która zapewnia:
Ochrona konstrukcji izolacyjnej przed wilgocią poprzez zainstalowanie powłoki zabezpieczającej przed wilgocią parową i (lub) zainstalowanie warstw suszących na dzień suszenia izolacji podczas pracy;
Ochrona izolacji przed wnikaniem gryzoni poprzez zainstalowanie specjalnych metalowych siatek;
Ciągłość warstwy izolacyjnej i jej grubość, przyczyniające się do skuteczności właściwości termoizolacyjnych ogrodzeń w długim okresie eksploatacji.
Materiały składające się z małych i zamkniętych porów mają dobre właściwości izolacyjne. W nowoczesnych materiałach izolacyjnych liczba zamkniętych porów zawartych w 1 cm 3 materiału sięga kilku tysięcy. Takie materiały nie wymagają dodatkowych środków paroizolacyjnych i nie wymagają suszenia.
Najnowocześniejszymi przedstawicielami wysokowydajnych materiałów termoizolacyjnych są tworzywa piankowe. W ostatnim czasie uzyskano wiele różnych pianek, które charakteryzują się wysoką odpornością na wilgoć, dużą wytrzymałością oraz niskimi wartościami gęstości i przewodności cieplnej.
Dlatego jako materiał termoizolacyjny komór prowiantowych zastosujemy płyty wykonane z żywicy polichlorku winylu z nieorganicznym środkiem gazotwórczym PVC-1, które są materiałem porowatym, którego komórki są wypełnione powietrzem i odizolowane od każdego inne przez cienkie ściany. PVC-1 nie gnije, tli się w płomieniu, nie powoduje korozji. Płyty po podgrzaniu umożliwiają tworzenie części kształtowych w stosunku do zestawu naczynia.
Właściwości termofizyczne materiału izolacyjnego:
Gęstość - ρ \u003d 90 ... 130 kg / m 3
λ oraz h = 0,058 W/(m·K)
Konstrukcje izolacyjne chłodzonych pomieszczeń statków dzielą się na trzy główne typy: kadłuby nieprzecięte zestawem stalowym; nakładanie się na zestaw lub normalne i omijanie zestawu.
X 
komory chłodnicze znajdują się w pobliżu kuchni, dlatego do izolacji gładkich powierzchni metalowych zastosujemy pierwszy rodzaj konstrukcji izolacyjnej. Konstrukcje takie nie przecinają zestawu stalowego kadłuba statku, dlatego są wykonane z materiałów o współczynnikach przewodzenia ciepła, które różnią się nie więcej niż dziesięciokrotnie. Konstrukcje tego typu służą do izolacji drugiego dna, pokładów, grodzi i gładkich boków pomieszczeń chłodzonych (rys. 3).
Rys.3. Konstrukcja izolacyjna grodzi.
1 - poszycie metalowe; 2 - wzmacniające drewniane pręty;
3 - materiał izolacyjny; 4 - drewniana podszewka izolacji.
Proste konstrukcje izolacyjne dla grodzi gładkich, pokładów wykonanych z materiałów o nieco innych współczynnikach przewodności cieplnej oblicza się zgodnie z prawami równoległymi do przepływu ciepła.
Obliczanie konstrukcji izolacyjnej metodą równoległych przepływów ciepła:
Główne wymiary konstrukcji:
S= 800 mm
Z= 60 mm
δ d= 60 mm
δ z=150mm
Drewniana podszewka i pręty - sosna wzdłuż włókien:
Gęstość - ρ \u003d 500 kg / m 3
Współczynnik przewodności cieplnej - λ d= 0,4 W/(m·K)
Pojemność cieplna – 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)
Obliczanie konstrukcji izolacyjnej metodą przepływu kołowego:
Wymiary rozstawu:
b=70 mm Rys.4. Normalna konstrukcja izolacji
z podłużnymi prętami
przepływ ciepła przebiega wzdłuż linii najmniejszego oporu, tj. największa długość łuku ćwiartki koła jest równa wysokości ustawionego profilu:
(2 170)/π=0,108 m
Rozstaw podzielony jest na 6 stref, których szerokość jest równa:
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
Obliczamy strumień ciepła każdej strefy:
m e \u003d λ z / λ d \u003d 0,058 / 0,4 \u003d 0,145 - grubość równoważna warstwie drewna o grubości 1 m;
I 
strefa:
0,690 zadowolony
Współczynnik przewodności cieplnej całej konstrukcji:
(0,0516+0,0425+0,1198+0,0072+0,00914+0,1311)/0,8=
Dobór układu chłodzenia dla REA danego typu. Sposób chłodzenia w dużej mierze determinuje projekt REA, więc nawet na wczesnym etapie projektowania, tj. na etapie propozycji technicznej lub szkic projektu, konieczne jest wybranie systemu chłodzenia REA. Nieudane rozwiązanie tego problemu można odkryć dopiero na późniejszych etapach projektowania (szczegółowe opracowanie projektu, testowanie prototypu itp.), co może zniweczyć pracę dużego zespołu, a czas tworzenia REA znacznie się wydłuży .
W pierwszych etapach projektowania projektant ma do dyspozycji zadanie techniczne (TOR), które zazwyczaj zawiera bardzo ograniczone informacje:
Całkowita moc Ф wydzielania ciepła w bloku;
Zakres możliwych zmian temperatury środowisko
Limity ciśnienia otoczenia -
Czas ciągłej pracy urządzenia -
Dopuszczalne temperatury elementów -
Współczynnik wypełnienia maszyny
(12.1)
Gdzie Vi jest objętością i-tego elementu CEA; n to liczba elementów; V to objętość zajmowana przez REA. Wymagane jest również ustawienie wymiarów poziomych (Li, L2) i pionowych (L3) obudowy sprzętu elektronicznego. Te wstępne dane nie są wystarczające do szczegółowej analizy reżimu cieplnego CEA, ale można je wykorzystać do wstępnej oceny i wyboru systemu chłodzenia. Ta ostatnia ma charakter probabilistyczny, tj. umożliwia ocenę prawdopodobieństwa dostarczenia trybu cieplnego REA określonego zgodnie ze specyfikacjami technicznymi dla wybranej metody chłodzenia. Na podstawie wyników przetwarzania danych statystycznych dla konstrukcji rzeczywistych, szczegółowych obliczeń cieplnych oraz danych z makiet testowych skonstruowano wykresy (rys. 12.1), charakteryzujące obszary właściwego zastosowania różnych metod chłodzenia. Te wykresy są zbudowane z myślą o ciągłej pracy REA i łączą dwa główne wskaźniki: 
. Pierwszy wskaźnik 
przegrzanie względem otoczenia tc przypadku najmniejszego elementu żaroodpornego, dla którego dopuszczalna i podana w specyfikacji technicznej temperatura ma wartość minimalną.
Należy pamiętać, że w przypadku swobodnego chłodzenia, tj. odpowiada maksymalnej temperaturze otoczenia zgodnie ze specyfikacją; dla wymuszonego chłodzenia, tj. odpowiada temperaturze powietrza (cieczy) na wlocie do REA. Drugi wskaźnik q jest równy gęstości strumienia ciepła przechodzącego przez warunkowy obszar powierzchni wymiany ciepła:
(12.2)
Rysunek 12.1 Odpowiednie obszary dla różnych metod chłodzenia
Gdzie F jest całkowitą mocą rozpraszaną z tej powierzchni; współczynnik uwzględniający ciśnienie powietrza (przy ciśnieniu atmosferycznym współczynnik wypełnienia określony wzorem (12,1).
Na ryc. 12.1 przedstawiono dwa rodzaje stref: w jednym można zalecić zastosowanie dowolnej metody chłodzenia (niezacienione: 1 – powietrze swobodne, 3 – wymuszone, 5 – wymuszone wyparne); w innym możliwe jest zastosowanie dwóch lub trzech sposobów chłodzenia (zacieniowane: 2 - swobodne i wymuszone powietrze, 4 - wymuszone powietrze i ciecz, 6 - wymuszone cieczowe i swobodne wyparne, 7 - wymuszone cieczowe, wymuszone i wolne wyparne, 8 - wolny wymuszony i wolny odparowujący, 9-wolny i wymuszony odparowujący).
Górne krzywe na ryc. 2.1 zwykle służy do doboru chłodzenia dużych elementów – dużych lamp, magnesów, dławików itp. Dolne krzywe służą do doboru układu chłodzenia bloków, stojaków itp. wykonywanego na dyskretnych mikrominiaturowych elementach.
Jeżeli wskaźniki CEA mieszczą się w zacienionym obszarze (możliwe jest zastosowanie dwóch lub trzech metod chłodzenia), to zadanie wyboru metody chłodzenia staje się bardziej skomplikowane i wymagane są bardziej szczegółowe obliczenia.
Podajmy dodatkowe dane, które pozwolą nam wziąć pod uwagę ciśnienie powietrza; we wzorze (12.2) to ostatnie uwzględnia współczynnik kp, który został wyznaczony na podstawie obliczeń i eksperymentów. Wraz ze spadkiem ciśnienia powietrza wzrasta temperatura elementów sprzętu elektronicznego; wyznaczmy ciśnienie powietrza na zewnątrz jednostki p1 i wewnątrz - p2 dla jednostki uszczelnionej, wartość kp podana jest w załączniku (patrz Tabela A.11). Współczynnik kp uwzględnia pogorszenie chłodzenia REA przy obniżonym ciśnieniu tylko w warunkach swobodnej konwekcji powietrza.
Należy pamiętać, że wybór systemu chłodzenia nie ogranicza się do określenia obszaru chłodzenia, konieczne jest również uwzględnienie technicznej możliwości wdrożenia tej metody chłodzenia REA, tj. masy, objętości, zużycia energii. Jak pokazuje doświadczenie, przy racjonalnym projektowaniu możliwe jest zapewnienie określonego reżimu termicznego pokładowego REA przy określone zużycie powietrze nie jest wyższe niż 180-250 kg / (h * kW).
W przypadku stacjonarnego REA, gdzie obowiązują mniej rygorystyczne ograniczenia dotyczące wymiarów, wagi, poboru mocy, przepływ powietrza można zwiększyć do 250-350 kg/(h-kW). W przypadku CEA chłodzonego powietrzem najbardziej dokładnie zbadano reżim termiczny. W takich przypadkach można nie tylko polecić taki lub inny system chłodzenia powietrzem, ale także oszacować prawdopodobieństwo, z jakim wybrany system chłodzenia zapewni dany reżim termiczny.
Wymienniki ciepła OZE.
Wymiennik ciepła to urządzenie, w którym odbywa się proces przenoszenia ciepła z jednego chłodziwa do drugiego. Takie urządzenia są liczne i bardzo zróżnicowane pod względem przeznaczenia technologicznego i konstrukcji. Zgodnie z zasadą działania wymienniki ciepła można podzielić na rekuperacyjne, regeneracyjne i mieszające.
Urządzenia rekuperacyjne to takie, w których ciepło z gorącego chłodziwa do zimnego przekazywane jest przez oddzielającą je ścianę. Przykładami takich urządzeń są wytwornice pary, grzałki, skraplacze itp.
Urządzenia regeneracyjne to takie, w których ta sama powierzchnia grzewcza jest myta gorącym lub zimnym chłodziwem. Kiedy płynie gorąca ciecz, ciepło jest odbierane przez ścianki aparatu i gromadzi się w nich; gdy płynie zimna ciecz, to nagromadzone ciepło jest przez nią odbierane. Przykładem takich urządzeń są regeneratory pieców martenowskich i szklarskich, nagrzewnice powietrza wielkich pieców itp.
W aparatach rekuperacyjnych i regeneracyjnych proces wymiany ciepła jest nieuchronnie związany z powierzchnią ciała stałego. Dlatego takie urządzenia są również nazywane powierzchnią.
W mieszalnikach proces wymiany ciepła odbywa się poprzez bezpośredni kontakt i mieszanie gorącego i zimnego chłodziwa. W tym przypadku wymiana ciepła przebiega jednocześnie z wymianą materiału. Przykładem takich wymienników ciepła są chłodnie kominowe (chłodnicze), skrubery itp. Specjalne nazwy wymienników ciepła są zwykle określane przez ich przeznaczenie, np. wytwornice pary, piece, podgrzewacze wody, parowniki, przegrzewacze, skraplacze, odgazowywacze, itp. Jednak pomimo dużej różnorodności wymienników ciepła w zależności od typu, urządzenia, zasady działania i korpusów roboczych, ich przeznaczenie jest ostatecznie takie samo, jest to przenoszenie ciepła z jednego, gorącego, ciekłego do drugiego, zimnego. Dlatego główne przepisy obliczeń termicznych dla nich pozostają wspólne.
Wymienniki ciepła różnią się charakterystyką rozkładu temperatury na długości kanału:
gdzie T 1 ’ i T 2 ’ są temperaturami na wlocie wymiennika ciepła; T 1 "" i T 2 "" - na wyjściu.
Wszystkie wymienniki ciepła są podzielone na dwie grupy w oparciu o warunki wymiany ciepła. Przenoszenie ciepła z gorącego chłodziwa do zimnego chłodziwa może odbywać się albo przez litą ścianę, albo przez granicę faz. Przez ścianę litą - rekuperacyjny wymiennik ciepła, przez granicę faz - wieżę chłodniczą.
Książki referencyjne OST zawierają charakterystykę wymienników ciepła produkowanych przez przemysł dla OZE.
Główną cechą wymienników ciepła jest specyficzna powierzchnia powierzchni wymiany ciepła:
; S bije ≈ 4500 i więcej.
Cechy działania wymienników ciepła:
1. Tryb ruchu chłodziwa. W chłodziwie należy wprowadzić burzliwy reżim. Gaz - V ≈ 100 ÷ 150 m/s; ciecz - V ≈ 2,5 ÷ 3 m/s. Tryby, które są zaimplementowane w wymienniku ciepła, należy dobrać w optymalny sposób.
2. Projektowanie cieplne wymienników ciepła sprowadza się do wykonania obliczeń projektowych i weryfikacyjnych.
a) Podczas wykonywania obliczeń projektowych wykonuje się projekt aparatury, celem obliczeń jest określenie pola powierzchni roboczej wymiennika ciepła, jeśli masowe natężenia przepływu gorącego i zimnego chłodziwa, podano ich temperatury wlotowe i wylotowe, a także ich właściwe pojemności cieplne.
b) Obliczenia weryfikacyjne przeprowadzane są dla wymiennika ciepła o znanej powierzchni (np. dla projektowanego wymiennika ciepła). Celem obliczeń jest określenie temperatur chłodziwa na wylocie wymiennika ciepła i przepływu ciepła F ciepła przekazywanego z gorącego chłodziwa do zimnego, czyli ustawienie trybu pracy aparatu.
Wstęp
1 Dobór parametrów projektowych dla powietrza zewnętrznego i wewnętrznego
1.1 Parametry projektowe powietrza zewnętrznego
1.2 Parametry projektowe powietrza wewnętrznego
2 Zestawienie bilansów ciepła i wilgotności pomieszczenia
2.1 Obliczanie zysków ciepła
2.1.1 Obliczanie zysków ciepła od ludzi
2.1.2 Obliczanie zysków ciepła od sztucznego oświetlenia
2.1.3 Obliczanie zysków ciepła przez zewnętrzne otwory świetlne
i powłoki na skutek promieniowania słonecznego
2.1.4 Obliczanie zysków ciepła przez obudowy zewnętrzne
2.1.5 Obliczanie zysków ciepła przez przeszklone otwory z powodu
różnica temperatur między powietrzem zewnętrznym i wewnętrznym
2.2 Obliczanie wilgotności
2.3 Wyznaczanie nachylenia wiązki procesowej w pomieszczeniu
3 Obliczanie systemu klimatyzacji
3.1 Dobór i uzasadnienie rodzaju systemów klimatyzacji
3.2 Wybór schematów dystrybucji powietrza. Definicja dopuszczalnego i
różnica temperatur pracy
3.3 Określanie wydajności systemów klimatyzacyjnych
3.4 Określanie ilości powietrza zewnętrznego
3.5 Mapowanie procesów klimatyzacji
na diagramie Jd
3.5.1 Budowanie schematu procesu klimatyzacji dla
ciepły okres w roku
3.5.2 Budowanie schematu procesu klimatyzacji dla
zimny sezon
3.6 Określanie zapotrzebowania na ciepło i chłód w instalacjach
klimatyzacja
3.7 Wybór marki klimatyzatora i jego układu
3.8 Obliczenia i dobór elementów klimatyzatora
3.8.1 Obliczanie komory nawadniającej
3.8.2 Obliczanie nagrzewnic powietrza
3.8.3 Wybór filtrów powietrza
3.8.4 Obliczanie oporu aerodynamicznego systemów klimatyzacji
3.9 Wybór wentylatora klimatyzacji
3.10 Dobór pompy do komory nawadniającej
3.11 Obliczenia i dobór głównego wyposażenia instalacji chłodniczej
4 UNIRS - Obliczanie SCR na komputerze
Dodatek A – schemat Jd. Ciepły okres w roku
Dodatek B -Jd-diagram. Zimna pora roku
Załącznik D - Schemat chłodniczy
Załącznik D - Specyfikacja
Załącznik E - Plan na znaku - 2.000
WPROWADZANIE
Klimatyzacja to zautomatyzowana konserwacja wszystkich lub parametry indywidualne powietrza (temperatura, wilgotność względna, czystość i szybkość ruchu powietrza) w celu zapewnienia optymalnych warunków najkorzystniejszych dla dobrego samopoczucia ludzi, przy zachowaniu proces technologiczny, zapewniając zachowanie wartości kulturowych.
Klimatyzacja podzielona jest na trzy klasy:
1. Zapewnienie warunków meteorologicznych wymaganych dla procesu technologicznego z dopuszczalnymi odchyleniami poza projektowymi parametrami powietrza zewnętrznego. Średnio 100 godzin rocznie przy pracy 24-godzinnej lub 70 godzin rocznie przy pracy na jedną zmianę w ciągu dnia.
2. Zapewnienie optymalnych standardów sanitarnych lub technologicznych z dopuszczalnymi odchyleniami średnio 250 godzin rocznie przy pracy całodobowej lub 125 godzin rocznie przy pracy jednozmianowej w ciągu dnia.
3. Utrzymanie akceptowalnych parametrów w przypadku braku wentylacji średnio 450 godzin rocznie przy pracy całodobowej lub 315 godzin rocznie przy pracy jednozmianowej w ciągu dnia.
Dokumenty regulacyjne określają optymalne i dopuszczalne parametry powietrza.
Optymalne parametry powietrza zapewniają zachowanie normatywnych i funkcjonalnych stan cieplny ciało, poczucie komfortu cieplnego i przesłanki do wysoki poziom wydajność.
Dopuszczalne parametry powietrza to ich kombinacja, w której nie ma uszkodzeń ani naruszenia stanu zdrowia, ale można zaobserwować nieprzyjemne odczucia ciepła, pogorszenie samopoczucia i spadek wydajności.
Dopuszczalne warunki z reguły obowiązują w budynkach wyposażonych tylko w system wentylacyjny.
Optymalne warunki zapewniają kontrolowane systemy klimatyzacji (SCR). W ten sposób SLE służy do tworzenia i utrzymywania optymalnych warunków i czystego powietrza w pomieszczeniach przez cały rok.
Celem zajęć jest utrwalenie wiedzy teoretycznej oraz nabycie praktycznych umiejętności obliczeniowych, a także projektowania systemów klimatyzacji (ACS).
W tym Praca semestralna klimatyzowana sala jest audytorium klubu miejskiego na 500 miejsc w mieście Odessa. Wysokość tego pomieszczenia to 6,3 m, powierzchnia użytkowa 289 m2, poddasze 289 m2, kubatura 1820,7 m3.
1 DOBÓR PARAMETRÓW PROJEKTOWYCH DLA POWIETRZA ZEWNĘTRZNEGO I WEWNĘTRZNEGO
Szacunkowe parametry powietrza zewnętrznego.
Parametry projektowe powietrza zewnętrznego dobierane są w zależności od położenia geograficznego obiektu.
Tabela 1 - Szacunkowe parametry powietrza zewnętrznego.
Szacowane parametry powietrza wewnętrznego.
Parametry projektowe powietrza wewnętrznego dobierane są w zależności od przeznaczenia pomieszczenia i pory roku.
Tabela 2 - Obliczone parametry powietrza wewnętrznego.
2 PRZYGOTOWANIE BILANSÓW CIEPŁA I WILGOTNOŚCI POMIESZCZENIA
Celem zestawienia bilansów cieplno-wilgotnościowych pomieszczenia jest wyznaczenie nadwyżek ciepła i wilgoci w pomieszczeniu oraz współczynnika kątowego belki procesowej, który jest wykorzystywany w metodzie graficzno-analitycznej do obliczania SCR.
Bilanse ciepła i wilgoci zestawiane są oddzielnie dla ciepłych i zimnych okresów roku.
Źródłem emisji ciepła w pomieszczeniu mogą być ludzie, sztuczne oświetlenie, promieniowanie słoneczne, żywność, sprzęt, a także zyski ciepła przez płoty wewnętrzne i zewnętrzne lub przez przeszklone otwory ze względu na różnicę temperatur pomiędzy powietrzem zewnętrznym i wewnętrznym.
2.1 Obliczanie zysków ciepła
2.1.1 Obliczanie zysków ciepła od ludzi
Rozpraszanie ciepła w pomieszczeniu od ludzi Q piętro, W, jest określone wzorem
Q piętro = q piętro n,(1)
gdzie q podłoga to całkowita ilość ciepła wytworzona przez jedną osobę, W;
n to liczba osób, os.
Q obr = q obr n,(2)
gdzie q av jest ilością ciepła jawnego wytworzonego przez jedną osobę, W;
n to liczba osób, os.
Na zimną porę roku
Q piętro \u003d 120 285 \u003d 34200 W
Q av \u003d 90 285 \u003d 25650 W
Na ciepły okres
Q piętro \u003d 80 285 \u003d 22800 W
Q av \u003d 78 285 \u003d 22230 W
2.1.2 Obliczanie zysków ciepła od sztucznego oświetlenia
Dopływ ciepła ze sztucznego oświetlenia Q osv, W, jest określony wzorem
Q sv \u003d q sv E F, (3)
gdzie E - oświetlenie, lx;
F - powierzchnia pomieszczenia, m 2;
q sv - wydzielanie ciepła właściwego, W / (m 2 lx).
Q osv \u003d 0,067 400 289 \u003d 7745,2 W
2.1.3 Obliczanie zysku ciepła z powodu promieniowania słonecznego
Promieniowanie słoneczne Q p = 9400 W.
2.1.4 Obliczanie zysków ciepła przez obudowy zewnętrzne
Zyski ciepła przez ogrodzenia zewnętrzne W są określone wzorem
Limit Q \u003d k st F st (t n - t c) + k kogut F cb (t n - t c), (4)
gdzie k i jest współczynnikiem przenikania ciepła przez ogrodzenia, W / (m 2 K);
Fi - powierzchnia ogrodzenia, m 2;
t n, t in - temperatura odpowiednio powietrza zewnętrznego i wewnętrznego, ° С.
Limit Q \u003d 0,26 289 (26,6-22) \u003d 345,6 W
2.1.5 Obliczanie zysków ciepła przez przeszklone otwory
Obliczenie zysków ciepła do pomieszczenia przez przeszklone otwory ze względu na różnicę temperatur pomiędzy powietrzem zewnętrznym i wewnętrznym określa wzór
Q obr./min. = [(t n - t c) / R o ]F ogółem, (5)
gdzie R o jest oporem cieplnym przeszklonych otworów, (m 2 K) / W, który jest określony wzorem
Ro = 1/k okien (6)
F total - całkowita powierzchnia przeszklonych otworów, m 2.
Q o.p = 0 W, ponieważ nie ma przeszklonych otworów.
Tabela 3 - Bilans ciepła pomieszczeń w różnych okresach roku
2.2 Obliczanie wilgotności
Wilgoć dostaje się do pomieszczenia w wyniku parowania z powierzchni skóry ludzi i ich oddychania, ze swobodnej powierzchni cieczy, z mokrych powierzchni materiałów i produktów, a także z wysychania materiałów, reakcji chemicznych i eksploatacja urządzeń technologicznych.
Uwalnianie wilgoci od ludzi W l, kg/h, w zależności od ich stanu (odpoczynek, rodzaj wykonywanej pracy) i temperatury otoczenia, określa wzór
W l \u003d w l n 10 -3, (7)
gdzie w l - uwalnianie wilgoci przez jedną osobę, g / h;
n to liczba osób, os.
W l zimno \u003d 40 285 10 -3 \u003d 11,4 kg / h
W l ciepło \u003d 44 285 10 -3 \u003d 12,54 kg / h
2.3 Wyznaczanie nachylenia wiązki procesowej w pomieszczeniu
Na podstawie obliczeń bilansów ciepła i wilgoci wyznacza się współczynnik kątowy wiązki procesu w pomieszczeniu dla ciepłych ε t i zimnych ε x okresów w roku, kJ/kg
ε t = (ΣQ t 3.6)/W t,(8)
ε x = (ΣQ x 3,6)/W x.(9)
Wartości liczbowe ε t i ε x charakteryzują tangens kąta nachylenia wiązki procesu w pomieszczeniu.
ε t \u003d (40290,8 3,6) / 12,54 \u003d 11567
ε x \u003d (41945.2 3,6) / 11,4 \u003d 13246
3 OBLICZANIE SYSTEMU KLIMATYZACJI
3.1 Dobór i uzasadnienie rodzaju systemów klimatyzacji
Wybór i uzasadnienie rodzaju SCR dokonywane jest na podstawie analizy warunków pracy obiektu klimatyzowanego określonych w zadaniu projektowym.
Na podstawie ilości pomieszczeń przewiduje się jedno lub wielostrefowe systemy klimatyzacji, a następnie dokonuje się oceny możliwości ich zastosowania z recyrkulacją powietrza wywiewanego, co pozwala na zmniejszenie zużycia ciepła i chłodu.
SCR z pierwszą i drugą recyrkulacją jest zwykle stosowany w pomieszczeniach, które nie wymagają wysokiej dokładności kontroli temperatury i wilgotności względnej.
Ostateczna decyzja o wyborze koncepcji uzdatniania powietrza podejmowana jest po określeniu wydajności SCR i natężenia przepływu powietrza zewnętrznego.
3.2 Wybór schematów dystrybucji powietrza. Wyznaczanie dopuszczalnej i roboczej różnicy temperatur.
Pod względem wskaźników higienicznych i równomierności rozkładu parametrów w obszarze roboczym, dla większości pomieszczeń klimatyzowanych najbardziej dopuszczalny dopływ powietrza nawiewanego z nachyleniem do obszaru roboczego na poziomie 4 ... 6 m oraz z usunięciem ogólnego kaptura wymiany w górnej strefie.
1. Określ dopuszczalną różnicę temperatur
Nie dodaj \u003d 2 ° С.
2. Określ temperaturę powietrza nawiewanego
t p \u003d t in - Δt dodaj (10)
t p ciepło \u003d 22 - 2 \u003d 20 ° С,
t p zimno \u003d 20 - 2 \u003d 18 ° С.
3. Określ temperaturę powietrza wychodzącego
t y \u003d t w + grad t (H - h), (11)
gdzie gradt jest gradientem temperatury wzdłuż wysokości pomieszczenia nad obszarem roboczym, °С;
H to wysokość pomieszczenia, m;
h to wysokość obszaru roboczego, m.
Gradient temperatury na wysokości pomieszczenia wyznaczany jest w zależności od określonego nadmiaru ciepła jawnego w pomieszczeniu q I, W
q i = ΣQ / V pom = (ΣQ p -Q p + Q i) / V pom (12)
q ja ciepły \u003d (40290,8 - 22800 + 22230) / 1820,7 \u003d 21,8 W
q I zimno \u003d (41945.2 - 34200 + 25650) / 1820,7 \u003d 18,3 W
t w upale \u003d 22 + 1,2 (6,3 - 1,5) \u003d 27,76 ° С;
t na zimno \u003d 20 + 0,3 (6,3 - 1,5) \u003d 21,44 ° С.
4. Określ różnicę temperatur pracy
Δt p \u003d t y - t p (13)
Δt p ciepło \u003d 27,76 - 20 \u003d 7,76 ° С;
Δt p zimno \u003d 21,44 - 18 \u003d 3,44 ° С.
3.3 Określanie wydajności systemów klimatyzacyjnych
W przypadku systemów klimatyzacyjnych rozróżnia się wydajność całkowitą G, uwzględniającą straty powietrza spowodowane nieszczelnością w sieciach kanałów powietrza nawiewanego, kg/h, oraz wydajność użyteczną G p przy zastosowaniu w pomieszczeniach klimatyzowanych, kg/ h.
Użyteczną wydajność SCR określa wzór
G p \u003d ΣQ t / [(J y - J p) 0,278], (14)
gdzie ΣQ t to całkowita nadwyżka ciepła w pomieszczeniu w ciepłym okresie roku, W;
J y, J p - entalpia właściwa powietrza wychodzącego i nawiewanego w ciepłym okresie roku, kJ / kg.
G p \u003d 40290,8 / [(51 - 40)) 0,278] \u003d 13176 kg / h.
Całkowita wydajność obliczana jest według wzoru
G = K p G p, (15)
gdzie K p jest współczynnikiem uwzględniającym ilość strat w kanałach powietrznych.
G \u003d 1,1 13176 \u003d 14493,6 kg / h.
Wydajność objętościową systemów klimatyzacyjnych L, m 3 / h określa wzór
gdzie ρ jest gęstością powietrza nawiewanego, kg / m 3
ρ = 353/(273+t p)(17)
ρ \u003d 353 / (273 + 20) \u003d 1,2 kg / m3;
L \u003d 14493,6 / 1,2 \u003d 12078 m 3 / h.
3.4 Określanie ilości powietrza zewnętrznego
Ilość powietrza zewnętrznego wykorzystywanego w SCR wpływa na koszty ciepła i chłodu podczas obróbki cieplno-wilgotnościowej, a także zużycie energii elektrycznej do odpylania. W związku z tym należy zawsze dążyć do ewentualnego zmniejszenia jego liczby.
Minimum dopuszczalna kwota powietrze zewnętrzne w instalacjach klimatyzacyjnych określane jest na podstawie wymagań:
Zapewnienie wymaganej normy sanitarnej dopływu powietrza na osobę, m 3 / h
L n ΄ = l n (18)
gdzie l jest znormalizowanym zużyciem powietrza zewnętrznego dostarczanego na osobę, m 3 / h;
n to liczba osób w pokoju, os.
L n ΄ \u003d 25 285 \u003d 7125 m 3 / h;
Kompensacja lokalnego wydmuchu i tworzenia nadciśnienia w pomieszczeniu
L n ΄΄ = L mo + V pom K΄΄ , (19)
gdzie L mo to objętość ekstraktu lokalnego, m 3 / h;
V pom - objętość pomieszczenia, m 3;
К΄΄-częstotliwość wymiany powietrza.
L n ΄΄ \u003d 0 + 1820,7 2 \u003d 3641,4 m 3 / h.
Wybieramy większą wartość z L n ΄ i L n ΄΄ i bierzemy do dalszych obliczeń L n ΄ \u003d 7125 m 3 / h.
Natężenie przepływu powietrza zewnętrznego określamy według wzoru
G n = L n ρ n, (20)
gdzie ρ n jest gęstością powietrza zewnętrznego, kg / m 3.
G n \u003d 7125 1,18 \u003d 8407,5 kg / h.
Sprawdzamy SLE pod kątem recyrkulacji:
14493,6 kg/h >8407,5 kg/h, warunek spełniony.
2. J< J н
51kJ/kg< 60 кДж/кг, условие выполняется.
3. Powietrze nie może zawierać substancji toksycznych.
Uwaga: wszystkie warunki są spełnione, dlatego stosujemy schemat SCR z recyrkulacją.
Przyjęta prędkość przepływu powietrza zewnętrznego L n musi wynosić co najmniej 10% całkowitej ilości powietrza nawiewanego, czyli warunek musi być spełniony
8407,5 kg/h ≥ 0,1 14493,6
8407,5 kg/h ≥ 1449,36 kg/h warunek spełniony.
3.5 Budowanie schematu procesów klimatyzacyjnych na J - d diagram
3.5.1 Budowanie schematu procesów klimatyzacyjnych na ciepłą porę roku
Schemat procesów klimatyzacji włączony j-d wykres dla ciepłego okresu roku podano w załączniku A.
Rozważ procedurę konstruowania schematu SCR z pierwszą recyrkulacją.
a) znalezienie na wykresie J-d położenia punktów H i B, charakteryzujących stan powietrza zewnętrznego i wewnętrznego, zgodnie z parametrami podanymi w tabelach 1 i 2;
b) przeprowadzenie przez t. W belce procesu, biorąc pod uwagę wielkość nachylenia ε t;
c) określenie położenia innych punktów:
T. P (czyli stan powietrza nawiewanego), który leży na przecięciu izotermy t p z wiązką procesu;
T. P΄ (czyli stan powietrza nawiewanego na wylocie drugiej nagrzewnicy powietrza VN2), dla którego odcinek 1 ° C jest ułożony pionowo w dół od punktu P (odcinek PP΄ charakteryzuje nagrzewanie powietrze nawiewane w kanałach powietrznych i wentylatorze);
T. O (to znaczy stan powietrza na wylocie komory irygacyjnej), dla którego linia jest rysowana od t. П΄ wzdłuż linii d \u003d const do przecięcia z segmentem φ \u003d 90% (segment OP΄ charakteryzuje ogrzewanie powietrza w drugiej nagrzewnicy VN2) ;
T.Y (czyli stan powietrza opuszczającego pomieszczenie) leżące na przecięciu izotermy z wiązką procesową (segment PVU charakteryzuje asymilacja ciepła i wilgoci przez powietrze w pomieszczeniu);
T. U΄ (to znaczy stan powietrza recyrkulacyjnego przed zmieszaniem go z powietrzem zewnętrznym), dla którego od t. U wzdłuż linii d \u003d const
odłożyć segment 0,5 ° C (segment YU΄ charakteryzuje ogrzewanie powietrza wychodzącego w wentylatorze);
T. C (tzn. stan powietrza po zmieszaniu powietrza recyrkulowanego z powietrzem zewnętrznym).
Punkty U΄ i H są połączone linią prostą. Segment U΄N charakteryzuje proces mieszania powietrza recyrkulacyjnego i zewnętrznego. Punkt C leży na prostej У΄Н (na przecięciu z J c).
Entalpię właściwą J s, kJ/kg, punkt C oblicza się ze wzoru
J c = (G n J n + G 1p J y΄)/ G, (21)
gdzie J n - entalpia właściwa powietrza zewnętrznego, kJ / kg;
J c - entalpia właściwa powietrza powstałego po zmieszaniu powietrza zewnętrznego i recyrkulacyjnego, kJ/kg;
G 1r - zużycie powietrza pierwszej recyrkulacji, 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
Punkty C i O są połączone linią prostą. Powstały segment CO charakteryzuje politropowy proces obróbki cieplnej i wilgoci powietrza w komorze nawadniającej. Na tym kończy się budowa procesu SCR. Parametry punktów bazowych wprowadza się zgodnie z formularzem w tabeli 4.
3.5.2 Budowanie schematu procesów klimatyzacyjnych na sezon zimowy
Schemat procesów klimatyzacyjnych na wykresie J-d dla zimnej pory roku podano w Załączniku B.
Rozważ procedurę budowy obwodu z pierwszą recyrkulacją powietrza na schemacie J-d.
a) znalezienie na wykresie J-d położenia punktów bazowych B i H, charakteryzujących stan powietrza zewnętrznego i wewnętrznego, zgodnie z parametrami podanymi w tabeli. 12;
b) przeprowadzenie przez t. W belce procesu, biorąc pod uwagę wielkość nachylenia ε x;
c) określenie położenia punktów P, U, O:
T. U, znajdujący się na przecięciu izotermy t y (dla okresu zimnego) z wiązką procesu;
T. P, znajdujący się na przecięciu izoenthalpy J p z wiązką procesu; wartość liczbową entalpii właściwej Jp powietrza nawiewanego dla zimnego okresu roku obliczono uprzednio z równania
J p \u003d J y - [ΣQ x / (0,278 G)], (23)
gdzie J y to entalpia właściwa powietrza opuszczającego pomieszczenie podczas zimnej pory roku, kJ/kg;
Q x - sumaryczna suma nadwyżek ciepła w pomieszczeniu w okresie zimowym, W;
G to produktywność SCR w ciepłym okresie roku, kg/h.
J p \u003d 47 - \u003d 38,6 kJ / kg
Sekcja PVU charakteryzuje zmianę parametrów powietrza w pomieszczeniu.
T. O (czyli stan powietrza na wylocie komory irygacyjnej), znajdujący się na przecięciu linii d p z linią φ \u003d 90%; segment OP charakteryzuje ogrzewanie powietrza w drugiej nagrzewnicy VN2;
T. C (czyli stan powietrza po zmieszaniu powietrza zewnętrznego, które zostało ogrzane w pierwszej nagrzewnicy BH1 z powietrzem opuszczającym pomieszczenie), znajduje się na przecięciu izoentalpy J około z linią d c ; wartość liczbową oblicza się według wzoru
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, charakteryzujący stan powietrza na wylocie z pierwszej nagrzewnicy powietrza VN1 i znajdującej się na przecięciu dn (wilgotności powietrza zewnętrznego) z kontynuacją prostej US.
Parametry powietrza dla punktów bazowych wprowadza się zgodnie z formularzem w tabeli 5.
Tabela 5 - Parametry powietrza w punktach bazowych w zimnych porach roku
| Parametry powietrza | |||||
temperatura t, |
Konkretny entalpia J, kJ/kg |
Zawartość wilgoci d, g/kg | Względny wilgotność φ, % |
||
| P | 13,8 | 38,6 | 9,2 | 85 | |
| W | 20 | 45 | 9,8 | 68 | |
| Na | 21,44 | 47 | 10 | 62 | |
| O | 14,2 | 37 | 9,2 | 90 | |
| Z | 25 | 37 | 4,8 | 25 | |
| H | -18 | -16,3 | 0,8 | ||
| Do | 28 | 30 | 0,8 | 4 | |
3.6 Określanie zapotrzebowania na ciepło i chłód w systemach klimatyzacyjnych
W ciepłym okresie roku zużycie ciepła w drugiej nagrzewnicy powietrza, W
Q t VH2 \u003d G (J p΄ - J o) 0,278, (25)
gdzie J p΄ - entalpia właściwa powietrza na wylocie drugiego podgrzewacza, kJ/kg;
Jo - entalpia właściwa powietrza na wlocie do drugiej nagrzewnicy, kJ/kg.
Q t VH2 \u003d 14493,6 (38 - 32,2) 0,278 \u003d 23369,5 W
Zużycie zimna do realizacji procesu chłodzenia i suszenia, W, jest określone wzorem
Q chłodny \u003d G (J c - J o) 0,278, (26)
gdzie J c jest właściwą entalpią powietrza na wlocie do komory irygacyjnej, kJ/kg;
Jo - entalpia właściwa powietrza na wylocie komory irygacyjnej, kJ / kg.
Q chłodny \u003d 14493,6 (56,7 - 32,2) 0,278 \u003d 47216 W
Ilość wilgoci skondensowanej w powietrzu, kg/h
W K \u003d G (d c - d o) 10 -3, (27)
gdzie dc to zawartość wilgoci w powietrzu na wlocie do komory irygacyjnej, g/kg;
d o - wilgotność powietrza na wylocie komory nawadniającej, g/kg.
W K \u003d 14493,6 (11,5 - 8) 10 -3 \u003d 50,7 kg / h
W zimnym okresie roku zużycie ciepła w pierwszej nagrzewnicy powietrza, W
Q x VH1 \u003d G (J k - J n) 0,278,
gdzie J c - entalpia właściwa powietrza na wylocie pierwszej nagrzewnicy powietrza, kJ / kg;
J n - entalpia właściwa powietrza na wlocie do pierwszej nagrzewnicy powietrza, kJ/kg.
Q x VH1 \u003d 14493,6 (30- (-16,3)) 0,278 \u003d 18655,3 W
Zużycie ciepła w zimnych porach roku w drugiej nagrzewnicy powietrza, W
Q x BH2 \u003d G (J p - J o) 0,278, (28)
gdzie J p - entalpia właściwa powietrza na wylocie drugiej nagrzewnicy powietrza w zimnych porach roku, kJ / kg;
Jo - entalpia właściwa powietrza na wlocie do drugiej nagrzewnicy powietrza w okresie zimowym, kJ/kg.
Q x VH2 \u003d 14493,6 (38,6 - 37) 0,278 \u003d 6447 W
Zużycie wody do nawilżania powietrza w komorze nawadniającej (do zasilania komory nawadniającej), 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 Wybór marki klimatyzatora i jego układu
Klimatyzatory marki KTZZ mogą pracować w dwóch trybach wydajności powietrza:
W trybie wydajności nominalnej
W trybie maksymalnej wydajności
Klimatyzatory marki KTCZ produkowane są wyłącznie według podstawowych schematów rozmieszczenia urządzeń lub z ich modyfikacjami powstałymi przez kompletację niezbędny sprzęt, wymiana jednego sprzętu na inny lub wyłączenie pewne rodzaje ekwipunek.
Indeks klimatyzatorów marki KTZZ jest ustalany z uwzględnieniem pełnej wydajności objętościowej.
L 1,25 \u003d 12078 1,25 \u003d 15097,5 m 3 / h
Wybieramy klimatyzator marki KTCZ-20.
3.8 Obliczenia i dobór elementów klimatyzatora
3.8.1 Obliczanie komory nawadniającej
Obliczenie OKFZ odbywa się zgodnie z metodą VNIIKonditsioner.
a) ciepła pogoda
Określ wydajność wolumetryczną SCR
L \u003d 12078 m 3 / h
wersja 1, całkowita ilość dysz n f = 18 szt.
Wyznaczamy współczynnik sprawności adiabatycznej procesu uwzględniając charakterystykę wiązki procesu komory wg wzoru
E a \u003d (J 1 - J 2) / (J 1 - J pr), (30)
gdzie J 1 , J 2 - entalpia powietrza odpowiednio na wlocie, na wylocie komory,
J pr - entalpia stanu granicznego powietrza na wykresie J-d,
E a \u003d (56,7 - 32,2) / (56,7 - 21) \u003d 0,686
Określ względną różnicę temperatur powietrza
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
Obliczamy początkową temperaturę wody w komorze
t w 1 \u003d t w pr -Θ (J 1 - J 2) / w μ, (32)
gdzie t w pr - temperatura graniczna powietrze, °C.
t w 1 \u003d 6,5-1,586 (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 3,32 ° С
Ostateczną temperaturę wody (na wylocie z komory) obliczamy według wzoru
t w 2 \u003d t w 1 + (J 1 - J 2) / z w μ (33)
t w 2 \u003d 1,32 + (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 9,11 ° С
Wyznaczanie natężenia przepływu rozpylonej wody
Gw = μG(34)
Gw \u003d 1,22 14493,6 \u003d 17682,2 kg / h (~ 17,7 m 3 / h)
Obliczamy przepływ wody przez dyszę (wydajność dyszy)
gf = Gw/nf (35)
g f \u003d 17682,2 / 42 \u003d 421 kg / h
Wymagane ciśnienie wody przed dyszą określa wzór
ΔР f = (g f/93,4) 1/0,49 (36)
ΔР f = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 kPa
Stabilna praca wtryskiwaczy odpowiada 20 kPa ≤ ΔР f ≤ 300 kPa. Warunek jest spełniony.
Natężenie przepływu zimnej wody ze stacji chłodniczej określa wzór
G w x \u003d Q zimno / 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) okres zimny
W tym okresie OKFZ działa w trybie adiabatycznego nawilżania powietrza.
Współczynnik efektywności wymiany ciepła określamy wzorem
E a \u003d (t 1 - t 2) / (t 1 - t m1) (38)
E a \u003d (25 - 14,2) / (25 -13,1) \u003d 0,908
Współczynnik nawadniania wyznacza się z zależności graficznej E a =f(μ).
Również graficznie przez wartość μ znajdujemy liczbową wartość współczynnika
zmniejszony współczynnik efektywności entalpii E p.
Natężenie przepływu rozpylonej wody obliczamy ze wzoru (34)
Gw \u003d 1,85 14493,6 \u003d 26813,2 kg / h (~ 26,8 m 3 / h)
Wydajność dyszy określamy według wzoru (35)
g f \u003d 26813,2 / 42 \u003d 638 kg / h
Wymagane ciśnienie wody przed dyszami określamy według wzoru (36)
ΔР f = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 kPa
Natężenie przepływu parującej wody w komorze obliczamy według wzoru
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 widać z obliczeń, najwyższy przepływ wody (26,8 m 3 /h) i najwyższe ciśnienie wody przed dyszami (50,4 kPa) odpowiadają porze zimnej. Parametry te są przyjmowane jako obliczone przy doborze pompy.
3.8.2 Obliczanie nagrzewnic powietrza
Obliczenia nagrzewnic powietrza przeprowadza się dla dwóch okresów w roku: najpierw obliczają dla okresu zimnego, a następnie dla ciepłego okresu roku.
Osobno obliczyć także nagrzewnice powietrza pierwszego i drugiego ogrzewania.
Celem obliczeń nagrzewnic powietrza jest określenie wymaganych i dostępnych powierzchni wymiany ciepła oraz ich trybu pracy.
Podczas sprawdzania obliczeń są one ustalane według rodzaju i liczby podstawowych nagrzewnic powietrza, w oparciu o markę centralnego klimatyzatora, to znaczy na początku akceptują standardowy układ i udoskonalają go za pomocą obliczeń.
zimny okres
Obliczając, oblicz:
Ciepło potrzebne do ogrzania powietrza, W
Q woz \u003d 18655.3 W;
Zużycie ciepłej wody, kg/h:
G w = 3,6Q woz / 4,19(t w n - t w k) = 0,859Q woz / (t w n - t w k) (40)
G w \u003d 0,859 18655,3 / (150 - 70) \u003d 200,3 kg / h;
W zależności od marki klimatyzatora dobiera się liczbę i rodzaj podstawowych wymienników ciepła, dla których obliczana jest masowa prędkość powietrza w swobodnej części nagrzewnicy powietrza, kg / (m 2 s):
ρv = G woz /3600 f woz (41)
gdzie f woz jest otwartą przestrzenią przepływu powietrza w nagrzewnicy powietrza, m 2
Prędkość przepływu ciepłej wody przez rury wymiennika ciepła, m/s
w = Gw /(ρwfw 3600), (42)
gdzie ρ w jest gęstością wody w jej średniej temperaturze, kg/m3;
f w - powierzchnia przekroju dla przepływu wody, m 2.
w \u003d 200,3 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,038 m / s.
Przyjmujemy prędkość równą 0,1 m/s
Współczynnik przenikania ciepła, W / (m 2 K)
K = a(ρv) q w r ,(43)
gdzie a, q, r są współczynnikami
Średnia różnica temperatur między chłodziwami:
Δt cf = (t w n + t w k) / 2 - (t n + t k) / 2 (44)
Δtav = (150 + 70)/2 - (-18 +28)/2 = 35°С
Wymagana powierzchnia wymiany ciepła, 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%
Warunek nie jest spełniony, nagrzewnicę powietrza VH1 akceptujemy z marginesem.
a) zimna pogoda
Q woz \u003d 6447 W;
Zużycie ciepłej wody, kg / h, zgodnie ze wzorem (40)
G w \u003d 0,859 6447 / (150 - 70) \u003d 69,2 kg / h;
W zależności od marki klimatyzatora wybiera się liczbę i rodzaj podstawowych wymienników ciepła, dla których obliczana jest masowa prędkość powietrza w otwartej części nagrzewnicy powietrza, kg / (m 2 s), zgodnie ze wzorem ( 41) ρv \u003d 14493,6 / 3600 2,070 \u003d 1, 94 kg / (m 2 s);
Szybkość ruchu gorącej wody przez rury wymiennika ciepła, m / s, zgodnie ze wzorem (42)
w \u003d 69,2 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,013 m / s.
Przyjmujemy prędkość równą 0,1 m/s.
Współczynnik przenikania ciepła, W/(m2K), zgodnie ze wzorem (43)
K \u003d 28 (1,94) 0,448 0,1 0,129 \u003d 27,8 W / (m 2 K);
Średnia różnica temperatur między chłodziwami według wzoru (44)
Δtav = (150 + 70)/2 - (13,8 +14,2)/2 = 26°C
Wymagana powierzchnia wymiany ciepła, m 2, zgodnie ze wzorem (45)
F tr \u003d 6447 / (27,8 26) \u003d 8,9 m 2
Warunek sprawdzamy wzorem (46)
[(36,8 - 8,9)/ 8,9] 100 = 313%
b) ciepły okres
Zgodnie z zaproponowanymi powyżej wzorami (40) - (46) przeliczamy dla okresu ciepłego
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.
Do dalszych obliczeń przyjmujemy prędkość równą 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
W takim przypadku musi być spełniony warunek: pomiędzy dostępną powierzchnią F p (wstępnie dobraną nagrzewnicę powietrza) a wymaganą powierzchnią F tr, rezerwa powierzchni wymiany ciepła nie powinna przekraczać 15%
[(36,8 - 24,3)/ 24,3] 100 = 51%
Warunek nie jest spełniony, nagrzewnicę powietrza VH2 akceptujemy z marginesem.
3.8.3 Wybór filtrów powietrza
Aby oczyścić powietrze z pyłu w SLE, dołączone są filtry, których rozwiązanie konstrukcyjne zależy od charakteru tego pyłu i wymaganej czystości powietrza.
Doboru filtra powietrza dokonuje się zgodnie z [2, kn.2].
Na podstawie dostępnych danych wybieramy filtr FR1-3.
3.8.4 Obliczanie oporu aerodynamicznego systemów klimatyzacji
Całkowity opór aerodynamiczny SCR określa wzór
R s = ΔR pc + ΔR f + ΔR in1 + ΔR ok + ΔR in2 + ΔR pr + ΔR in.v. , (47)
gdzieΔР pc jest rezystancją jednostki odbiorczej, Pa
ΔР szt = Δh szt (L/L c) 1,95 (48)
(tutaj L jest obliczoną wydajnością objętościową SCW, m 3 /h;
L do - wydajność wolumetryczna klimatyzatora, m 3 / h;
Δh pc - rezystancja bloku przy nominalnej wydajności klimatyzatora (Δh pc = 24 Pa), Pa);
ΔР pc \u003d 24 (12078 / 20000) 1,95 \u003d 8,98 Pa;
ΔР f – opór aerodynamiczny filtra (przy maksymalnej zawartości pyłu w filtrze ΔР f = 300 Pa), Pa;
ΔР в1 – opór aerodynamiczny pierwszej nagrzewnicy powietrza, 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 – opór aerodynamiczny drugiej nagrzewnicy powietrza, Pa
ΔР в2 \u003d 10,64 (υρ) 1,15 R, (49)
(tu R jest współczynnikiem zależnym od średniej arytmetycznej temperatury powietrza w nagrzewnicy powietrza);
ΔР в2 \u003d 10,64 (1,94) 1,15 1,01 \u003d 23,03 Pa;
ΔР ok - opór aerodynamiczny komory nawadniającej, Pa
ΔР ok \u003d 35 υ ok 2, (50)
(tutaj υ ok to prędkość powietrza w komorze nawadniającej, m/s);
ΔР ok \u003d 35 2,5 2 \u003d 218,75 Pa;
ΔР pr - opór aerodynamiczny odcinka łączącego, Pa
ΔР pr = Δh pr (L/L c) 2 , (51)
(tu Δh pr – nośność przekroju przy nośności nominalnej (Δh pr = 50 Pa), Pa);
ΔР pr \u003d 50 (12078/20000) 2 \u003d 18,2 Pa;
ΔР w.v - opór aerodynamiczny w kanałach powietrznych i rozdzielaczach powietrza (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 Wybór wentylatora klimatyzacji
Wstępne dane do wyboru wentylatorów to:
Wydajność wentylatora L, m 3 /h;
Ciśnienie nominalne wytwarzane przez wentylator P y, Pa i określone wzorem
P y \u003d P s [(273 + t p) / 293] P n / P b, (52)
gdzie t p jest temperaturą nawiewanego powietrza w ciepłym okresie roku, °С;
P n - ciśnienie powietrza w normalnych warunkach (P n \u003d 101320 Pa), Pa;
P b - ciśnienie barometryczne w miejscu montażu wentylatora, Pa.
P y \u003d 793,86 [(273 + 20) / 293] 101230 / 101000 \u003d 796 Pa.
Na podstawie uzyskanych danych dobieramy wentylator V.Ts4-75 w wersji E8.095-1.
n w = 950 obr/min
N y \u003d 4 kW
3.10 Dobór pompy do komory nawadniającej
Doboru pompy dokonuje się biorąc pod uwagę natężenie przepływu cieczy i wymagane
Ora. Przepływ płynu musi odpowiadać maksymalnej objętości
zużycie wody obiegowej w komorze nawadniającej, m 3 / h
Lw = Gw max /ρ,(53)
gdzie G w max jest maksymalnym masowym natężeniem przepływu wody w OCF, kg/h;
ρ to gęstość wody wchodzącej do OCF, kg/m 3 .
L w \u003d 26813,2 / 1000 \u003d 26,8 m 3 / h
Wymagana wysokość podnoszenia pompy H tr, m wody. art., określony wzorem
Н tr = 0,1 Р f + ΔН, (54)
gdzie Р f jest ciśnieniem wody przed dyszami, kPa;
ΔH - strata ciśnienia w rurociągach z uwzględnieniem wysokości wzniesienia do kolektora (dla komór nawadniających ΔH = 8 mw.c.), mw.c. ul.
H tr \u003d 0,1 50,4 + 8 \u003d 13,04 m wody. Sztuka.
Zgodnie z uzyskanymi danymi dobieramy do niej pompę i silnik elektryczny.
Parametry wybranej pompy:
Nazwa: KK45/30A;
Zużycie cieczy 35 m 3 /h;
Wysokość podnoszenia 22,5 m w.c. Sztuka.;
Parametry wybranego silnika elektrycznego:
Typ A02-42-2;
Waga 57,6 kg;
Moc 3,1 kW.
3.11 Obliczenia i dobór głównego wyposażenia instalacji chłodniczej
Celem obliczenia głównego wyposażenia systemu chłodniczego jest:
Obliczenie wymaganej wydajności chłodniczej i dobór typu agregatu chłodniczego;
Znalezienie parametrów pracy maszyny chłodniczej i na ich podstawie wykonanie obliczeń weryfikacyjnych głównych elementów agregatu chłodniczego-parownika i skraplacza.
Obliczenia przeprowadza się w następującej kolejności:
a) znaleźć wymaganą wydajność chłodniczą agregatu chłodniczego, W
Q x \u003d 1,15 Q chłodny, (55)
gdzie Q cool - zużycie na zimno, W.
Q x \u003d 1,15 47216 \u003d 59623,4 W
b) biorąc pod uwagę wartość Q x dobieramy typ agregatu chłodniczego MKT40-2-1.
c) określić tryb pracy agregatu chłodniczego, dla którego obliczamy:
Temperatura parowania czynnika chłodniczego, °C
t i \u003d (t w k + t x) / 2 - (4 ... 6), (56)
gdzie twk jest temperaturą cieczy opuszczającej komorę irygacyjną i wpływającej do parownika, °С;
t x to temperatura cieczy opuszczającej parownik i wchodzącej do komory irygacyjnej, °С.
Temperatura kondensacji czynnika chłodniczego, °С
t k \u003d t w k2 +Δt, (57)
gdzie t w k2 jest temperaturą wody opuszczającej skraplacz, ° С
t w k2 =t w k1 +Δt (58)
(tutaj t w k1 jest temperaturą wody wpływającej do skraplacza, ° С (Δt \u003d 4 ... 5 ° С); podczas gdy t k nie powinna przekraczać + 36 ° С.)
t w k1 \u003d t mn + (3 ... 4), (59)
gdzie t mn to temperatura powietrza na zewnątrz według termometru wilgotnego w ciepłym okresie roku, °С.
t i \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
Temperatura dochładzania ciekłego czynnika chłodniczego przed zaworem regulacyjnym, °С
pas t \u003d t w k1 + (1 ... 2)
pas t \u003d 10,9 + 2 \u003d 12,9 ° С
Temperatura ssania pary czynnika chłodniczego do cylindra sprężarki, °С
t słońce \u003d t i + (15 ... 30), (60)
gdzie t i jest temperaturą parowania czynnika chłodniczego, °С
t słońce \u003d 0,715 + 25 \u003d 25,715 ° С
d) dokonać obliczeń weryfikacyjnych sprzętu, dla którego obliczają:
Powierzchnia parownika według wzoru
F i \u003d Q cool /K i Δt cf.i, (61)
gdzie K i - współczynnik przenikania ciepła parownika płaszczowo-rurowego działającego na freon 12 (K i = (350 ... 530) W / m 2 K);
Δt av.i - średnia różnica temperatur pomiędzy nośnikami ciepła w parowniku, określona wzorem
Δt cf.i = (Δt b - Δt m) / 2,3lg Δt b / Δt m (62)
Δt b \u003d Δt w 2 - t i (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) / 2,3lg6,895 / 1,105 \u003d 3,72 ° С
F i \u003d 47216 / 530 3,72 \u003d 23,8 m 2
Obliczona powierzchnia F i porównać z powierzchnią parownika F i `, podaną w Specyfikacja techniczna maszyna chłodnicza; w tym przypadku warunek
F i ≤ F i `
23,8 m2< 24 м 2 – условие выполняется
Powierzchnia kondensatora według wzoru
F k \u003d Q k / K k Δt sr.k, (65)
Q k \u003d Q x + N k.in, (66)
(tu N k.in to zużyta moc wskaźnika sprężarki; z pewnym marginesem moc wskaźnika można przyjąć jako równą zużyciu mocy sprężarki, W);
K k - współczynnik przenikania ciepła skraplacza płaszczowo-rurowego działającego na freon 12 (K k \u003d (400 ... 650) W / m 2 K);
Δtav.k - średnia różnica temperatur pomiędzy nośnikami ciepła w skraplaczu, określona wzorem, °С
Δt porównaj = (Δt b – Δt m)/2,3lg 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 do - t w do2 (69)
Δt m \u003d 20,9 - 9,11 \u003d 11,79 ° С
Δt śr.c = (17,58 - 11,79) / 2,3lg 17,58 / 11,79 = 14 ° С
Q k \u003d 59623,4 + 1800 \u003d 79423,4 W
F k \u003d 79423,4 / 400 14 \u003d 14,2 m 2
Obliczona powierzchnia kondensatora F do porównania z powierzchnią kondensatora F do `, której wartość liczbowa podana jest w charakterystyce technicznej maszyny chłodniczej, a warunek musi być spełniony
F do ≤ F do `
14,2 m2 ≤ 16,4 m2 - warunek spełniony.
Zużycie wody w skraplaczu, kg / s, oblicza się według wzoru
W \u003d (1,1 Q c) / c w (t w c2 - t w c1), (70)
gdzie c w to właściwa pojemność cieplna wody (c w = 4190 J/(kg K))
W \u003d (1,1 79423,4) / 4190 (9,11 - 1,32) \u003d 2,6 kg / s.
Lista wykorzystanych źródeł
1. SNiP 2.04.05-91. Ogrzewanie, wentylacja i klimatyzacja. – M.: Strojizdat, 1991.
2. Urządzenia sanitarne wewnętrzne: Wentylacja i klimatyzacja /B.V. Barkałow, N.N. Pawłow, SS Amirjanov i inni; Wyd. N.N. Pavlova Yu.I. Schiller: W 2 książkach. – wyd. 4, poprawione. i dodatkowe - M .: Stroyizdat, 1992. Książka. 1, 2. Część 3.
3. Averkin A. G. Przykłady i zadania na kursie „Klimatyzacja i chłodnictwo”: Podręcznik. dodatek. - wyd. 2, ks. i dodatkowe - M.: Wydawnictwo DIA, 2003.
4. Averkin A. G. Klimatyzacja i chłodnictwo: Wytyczne do zajęć. – Penza: PISI, 1995.
