Făcând clic pe butonul „Descărcați arhiva”, veți descărca gratuit fișierul de care aveți nevoie.
Înainte de a descărca acest fișier, amintiți-vă acele eseuri bune, control, referate, teze, articole și alte documente care se află nerevendicate pe computerul dvs. Aceasta este munca ta, ar trebui să participe la dezvoltarea societății și să beneficieze oamenii. Găsiți aceste lucrări și trimiteți-le la baza de cunoștințe.
Noi și toți studenții, studenții absolvenți, tinerii oameni de știință care folosesc baza de cunoștințe în studiile și munca lor vă vom fi foarte recunoscători.
Pentru a descărca o arhivă cu un document, introduceți un număr de cinci cifre în câmpul de mai jos și faceți clic pe butonul „Descărcați arhiva”
Documente similare
Descrierea construcției unui frigider de uz casnic. Calculul câștigului de căldură în dulap. Calculul termic al mașinii frigorifice. Câștig de căldură atunci când ușa echipamentului este deschisă. Calculul unui compresor cu piston și schimbătoare de căldură. Motivul pentru alegerea materialelor de bază.
lucrare de termen, adăugată 14.12.2012
Determinarea capacității frigiderului, calculul suprafeței acestuia. Grosimea necesară a izolației. Carcase frigorifice. Transfer de căldură prin garduri. Durata tratamentului frigorific al produsului. Calculul și selecția răcitoarelor de aer.
lucrare de termen, adăugată 04.09.2012
caracteristici generaleși principiul de funcționare a unității frigorifice planta de lapte, studiul său de fezabilitate. Metoda de calcul a suprafeței de construcție a frigiderului. Calculul termic al frigiderului adoptat. Calculul și selecția echipamentului camerei.
lucrare de termen, adăugată 06.03.2010
Calcul de proiectare a unui răcitor de aer de tip orizontal. Utilizarea resurselor energetice secundare cu potențial scăzut. Determinarea încărcăturii termice a frigiderului, a debitului de aer în masă și volum. Bilanțele termice și exegetice ale frigiderului.
lucrare de termen, adăugată 21.06.2010
Descrierea construcției unui frigider de compresie cu două camere. Radiatoare de căldură în dulapul frigiderului. Calculul termic al mașinii frigorifice. Motivul pentru alegerea materialelor de bază. Calculul unui compresor cu piston, schimbătoare de căldură, tub capilar.
lucrare de termen, adăugată 08.07.2013
Principiul de funcționare al frigiderului, procesul de răcire. Clasificarea frigiderelor de uz casnic, principalele blocuri structurale. Calculul ciclului frigorific, evaporatorului, condensatorului și încărcăturii termice a unui frigider cu compresie de uz casnic cu o supapă solenoidală.
lucrare de termen, adăugată 23.03.2012
Specificatii tehnice echipamente tehnologice consumând rece. Calculul numărului de dreptunghiuri de clădire ale camerelor de depozitare, grosimea stratului termoizolant. Calculul termic al camerei frigorifice. Selectare și sisteme de răcire rezonabile.
lucrare de termen, adăugată 01.11.2012
Alegerea sistemului de răcire este de mare importanță. Determină siguranța și contracția încărcăturii, consumul de energie pe unitatea de produse transportate, siguranța transportului, utilizarea eficientă a volumului de încărcătură etc.
Să luăm în considerare principalele cerințe pe care trebuie să le îndeplinească sistemul de răcire a calei navei:
Furnizați un câmp de temperatură uniform (omogen) în orice punct al calei cu abateri minime de la valorile optime pentru o marfă dată;
Sa aiba o capacitate mare de depozitare (inertie) pentru a incetini cresterea temperaturii in cala in timpul unei opriri temporare a masinii frigorifice;
Asigurați cea mai mică diferență de temperatură posibilă între temperatura încărcăturii și punctul de fierbere al agentului frigorific. Aceasta va face posibilă obținerea, la o temperatură dată a camerei, a valorii maxime a coeficientului de performanță al mașinii și a celui mai mic consum de energie pentru transportul mărfurilor.
Dispozitivele de răcire și sistemele de canalizare cu lichid de răcire ar trebui să fie mici ca greutate și dimensiuni. Este necesar să știți că dimensiunile mici ale suprafețelor de răcire pot fi realizate doar prin creșterea valorilor coeficienților de transfer de căldură.
Asigurați fiabilitatea, simplitatea și comoditatea în exploatare, siguranța persoanelor și a fulgerelor, monitorizarea normală a regimului de răcire, ușurința de reglare, revizuire, reparare etc.
Pentru camerele de alimentare ale unui vas de marfă uscată, este mai economic să se utilizeze un sistem de răcire cu aer cu evaporare directă a agentului frigorific din bateriile evaporative. Deoarece sistemele de refrigerare sunt mai puțin economice decât sistemele de răcire directă: transferul de căldură are loc de două ori - de la aer la saramură și de la saramură la agent frigorific. Prin urmare, ceteris paribus, diferența totală de temperatură dintre încărcătură și agentul frigorific care se evaporă crește și se ridică la 11 ... 12 ° C, ceea ce înrăutățește performanța economică a compresorului și crește dimensiunea acestuia. În plus, costul conducerii pompelor de saramură este în creștere.
Sistemele cu agent frigorific intermediar au, de asemenea, o eficiență scăzută de refrigerare a agentului frigorific, ceea ce predetermina indicatorii mari de greutate și dimensiune a sistemelor cu saramură.
Sistemul de răcire cu aer a devenit larg răspândit în frigiderele de transport și industriale, în special atunci când se utilizează mașini frigorifice cu freon. Acest sistem este preferat în special pentru frigiderele care transportă produse respirabile (fructe, legume).
Sistemul de răcire cu aer, deservit de mașini frigorifice pe freon-R-22, asigură în cel mai bun mod o creștere a indicatorilor tehnici și economici ai frigiderelor industriale și de transport.
Circulația aerului răcit în camere este asigurată de ventilatoare care antrenează aerul prin răcitoare de aer cu răcire directă.
Greutatea și dimensiunile semnificativ mai mici ale dispozitivelor de răcire cresc semnificativ volumul utilizabil al camerelor.
Sistem de răcire cu răcire cu aer comparativ cu răcire cu baterie („silențios”) prezintă o serie de avantaje și dezavantaje, a căror influență reciprocă este luată în considerare în analiza tehnică și economică a sistemelor comparate. Avantajele sistemului de aer: consum semnificativ mai mic de metal, durabilitate mai mare, operare mai convenabilă, capacitate de încărcare crescută, toate celelalte lucruri fiind egale. Toți acești factori reduc taxele de amortizare, costurile de operare și îmbunătățesc capacitatea de transport a navei. În prezența unui sistem de aer, dezghețurile efectuate periodic ale răcitorilor de aer fac posibilă utilizarea mai eficientă a performanțelor mașinii de refrigerare, în timp ce cu răcirea „silențioasă”, stratul de îngheț care crește semnificativ pe toată perioada călătoriei. înrăutățește eficiența bateriilor de răcire și duce la o scădere a coeficientului de performanță al mapginului cu o creștere corespunzătoare a consumului de energie. Dezavantajele sistemului de aer includ: capacitate crescută de răcire a instalației, asociată cu necesitatea de a compensa fluxurile suplimentare de căldură echivalente cu puterea ventilatoarelor și o contracție ceva mai mare a produsului asociată cu un transfer mai intens de căldură și masă.
Studiile de fezabilitate ale sistemelor de răcire cu aer arată avantajele acestor sisteme față de sistemul de răcire a bateriei și, prin urmare, sistemul de răcire cu aer este considerat cel mai progresiv și promițător.
Fig.2. Schema schematică a sistemului de răcire cu aer cu evaporare directă a camerelor frigorifice ale navei.
4. Alegerea materialelor izolante. Calculul structurii izolatoare.
Principalul consumator de frig în transportul frigorific este căldura care pătrunde în încăperile frigorifice din exterior prin structurile lor de închidere. Reducerea afluxurilor externe de căldură contribuie la reducerea cererii de frig a navei. Acest lucru poate fi realizat prin izolarea termică a suprafețelor de închidere. Cu cât conductivitatea termică a materialului izolator este mai mică și cu cât grosimea acestuia este mai mare, cu atât mai puțină căldură pătrunde în încăpere. Cu toate acestea, odată cu creșterea grosimii izolației, volumul de încărcătură util al spațiilor izolate scade, iar costul materialului izolator și al instalării acestuia crește. Pe navele frigorifice moderne, structurile izolatoare reduc volumul calei cu 15 ... 30%, ceea ce afectează negativ profitabilitatea transportului. Prin urmare, pentru izolarea termică se folosesc materiale cu un coeficient de conductivitate termică scăzut.
O serie de alte cerințe importante sunt impuse materialelor izolante utilizate în construcțiile navale, care determină eficiența lor ridicată:
Proprietăți ridicate de protecție termică (coeficient scăzut de conductivitate termică λ [W/(m K)];
Densitate scăzută ρ , kg / m 3;
Rezistență mecanică și elasticitate ridicate, rezistență la vibrații și deformare a carenei navei;
Rezistența la îngheț (capacitatea de a rezista la distrugerea izolației sub sarcini de temperatură variabilă);
Rezistenta la foc si incombustibilitate;
Lipsa mirosurilor și imunitate la acestea;
Capacitate scăzută de umiditate și higroscopicitate scăzută;
Contracție minimă a materialului izolator în vrac;
Nu provocați și nu contribuiți la coroziunea suprafețelor;
Nu afecta sănătatea oamenilor;
Rezistență suficientă la bacterii și ciuperci putrefactive;
Ieftin, disponibilitate, ușurință în transport, instalare și exploatare, durabilitate.
Materialele izolatoare existente nu pot satisface în mod adecvat toate cerințele de mai sus în același timp. Prin urmare, atunci când le aleg, ele sunt ghidate doar de îndeplinirea cerințelor de bază, în funcție de scopul navei, zona de navigație etc. În plus, influența unui număr de deficiențe poate fi eliminată sau redusă semnificativ de către a creat o structură izolatoare rațională, care asigură:
Protecția structurii de izolație împotriva umezelii prin instalarea unui strat de protecție împotriva vaporilor și umezelii și (sau) instalarea de straturi de uscare pentru ziua uscării izolației în timpul funcționării;
Protecția izolației împotriva pătrunderii rozătoarelor prin instalarea de plase metalice speciale;
Continuitatea stratului izolator și grosimea acestuia, contribuind la eficacitatea proprietăților de protecție termică ale gardurilor într-o perioadă lungă de funcționare.
Materialele formate din pori mici și închiși au proprietăți izolante bune. În materialele izolatoare moderne, numărul de pori închiși conținut în 1 cm 3 de material ajunge la câteva mii. Astfel de materiale nu necesită măsuri suplimentare de barieră împotriva vaporilor și nu trebuie să fie uscate.
Cei mai moderni reprezentanți ai materialelor termoizolante extrem de eficiente sunt materialele plastice spumă. Recent, au fost obținute multe spume diferite care au rezistență ridicată la umiditate, rezistență ridicată și valori scăzute ale densității și conductivității termice.
Prin urmare, ca material termoizolant pentru camerele de furnizare, vom folosi plăci din rășină de clorură de polivinil cu un agent de formare a gazului anorganic PVC-1, care sunt un material poros, ale cărui celule sunt umplute cu aer și izolate de fiecare. alta de peretii subtiri. PVC-1 nu putrezește, mocnește în flacără, nu provoacă coroziune. Plăcile atunci când sunt încălzite vă permit să creați părți modelate în raport cu setul vasului.
Caracteristicile termofizice ale materialului izolator:
Densitate - ρ \u003d 90 ... 130 kg / m 3
λ și h = 0,058 W/(m K)
Structurile izolante ale spațiilor frigorifice ale navelor sunt împărțite în trei tipuri principale: corpuri nedecupate de un set de oțel; suprapunerea unui set sau normal și ocolirea unui set.
X 
camerele de răcire sunt situate în apropierea bucătăriei, prin urmare, vom folosi primul tip de structură izolatoare pentru a izola suprafețele metalice netede. Astfel de structuri nu taie prin setul de oțel al carenei navei, prin urmare sunt realizate din materiale cu coeficienți de conductivitate termică care diferă de cel mult zece ori. Structurile de acest fel sunt folosite pentru a izola al doilea fund, punțile, pereții etanși și părțile netede ale spațiilor frigorifice (Fig. 3.)
Fig.3. Structură izolatoare pereți.
1 - înveliș metalic; 2 - bare de armare din lemn;
3 - material izolator; 4 - căptușeală din lemn de izolație.
Structurile simple de izolare pentru pereți netezi, punțile din materiale cu coeficienți de conductivitate termică ușor diferiți se calculează conform legilor paralele cu fluxul de căldură.
Calculul structurii izolatoare după metoda fluxurilor paralele de căldură:
Dimensiunile principale ale structurii:
S= 800 mm
DIN= 60 mm
δ d= 60 mm
δ din=150 mm
Căptușeală și bare din lemn - pin de-a lungul fibrelor:
Densitatea - ρ \u003d 500 kg / m 3
Coeficient de conductivitate termică - λ d= 0,4 W/(m K)
Capacitate termică – c= 2,3 kJ/(kg K)
/(0,15+0,06)= 1,90 W/(m K)
1/((0,15/0,058)+(0,06/)=0,37 W/(m K)
((1,90 0,06)+ 0,37(0,8-0,06))/0,8=0,48 W/(m K)
Calculul structurii izolatoare prin metoda curgerii circulare:
Dimensiuni spațiere:
b=70 mm Fig.4. Design normal de izolație
cu bare longitudinale
fluxul de căldură merge de-a lungul liniei de cea mai mică rezistență, adică cea mai mare lungime a arcului unui sfert de cerc este egală cu înălțimea profilului stabilit:
(2170)/π=0,108 m
Distanța este împărțită în 6 zone, a căror lățime este egală cu:
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
Calculăm fluxul de căldură al fiecărei zone:
m e \u003d λ de la / λ d \u003d 0,058 / 0,4 \u003d 0,145 - grosime echivalentă cu un strat de lemn de 1 m grosime;
eu 
zona:
0,690 bucuros
Coeficientul de conductivitate termică a întregii structuri:
(0,0516+0,0425+0,1198+0,0072+0,00914+0,1311)/0,8=
Selectarea unui sistem de răcire pentru REA de un anumit tip. Metoda de răcire determină în mare măsură proiectarea REA, deci chiar și într-un stadiu incipient de proiectare, adică în etapa unei propuneri tehnice sau proiect de proiect, este necesar să selectați un sistem de răcire REA. O soluție nereușită la această problemă poate fi descoperită doar în etapele ulterioare de proiectare (studiu detaliat al designului, testarea unui prototip etc.), ceea ce poate anula munca unei echipe mari, iar timpul pentru crearea REA va crește semnificativ. .
În primele etape de proiectare, proiectantul are la dispoziție o sarcină tehnică (TOR), care conține de obicei următoarele informații foarte limitate:
Puterea totală Ф a degajării de căldură în bloc;
Intervalul posibilelor schimbări de temperatură mediu inconjurator
Limitele presiunii ambientale -
Timpul de funcționare continuă a dispozitivului -
Temperaturi admisibile ale elementelor -
Factorul de umplere a mașinii
(12.1)
Unde Vi este volumul elementului i-lea CEA; n este numărul de elemente; V este volumul ocupat de REA. De asemenea, este necesară setarea dimensiunilor orizontale (Li, L2) și verticale (L3) ale carcasei echipamentului electronic. Aceste date inițiale nu sunt suficiente pentru o analiză detaliată a regimului termic CEA, dar pot fi utilizate pentru evaluarea preliminară și selectarea unui sistem de răcire. Acesta din urmă este de natură probabilistică, adică face posibilă evaluarea probabilității de a furniza modul termic al REA specificat conform specificațiilor tehnice pentru metoda de răcire selectată. Conform rezultatelor prelucrării datelor statistice pentru structuri reale, calculelor termice detaliate și datelor din machetele de testare, au fost construite grafice (Fig. 12.1), care caracterizează zonele de aplicare corespunzătoare a diferitelor metode de răcire. Aceste grafice sunt construite pentru funcționarea continuă a REA și leagă doi indicatori principali: 
. Primul indicator 
supraîncălzirea relativă la mediul tc a cazului elementului cel mai puțin termorezistent, pentru care temperatura admisibilă și dată în specificația tehnică are o valoare minimă.
Rețineți că pentru răcire liberă, adică corespunde temperaturii ambientale maxime conform specificației; pentru răcire forțată, adică corespunde temperaturii aerului (lichidului) la intrarea în REA. Al doilea indicator q este egal cu densitatea fluxului de căldură care trece prin zona condiționată a suprafeței de schimb de căldură:
(12.2)
Figura 12.1 Zone adecvate pentru diferite metode de răcire
Unde F este puterea totală disipată de pe această suprafață; coeficient ținând cont de presiunea aerului (la presiunea atmosferică, factorul de umplere determinat de formula (12.1).
Pe fig. 12.1 sunt prezentate două tipuri de zone: într-una, se poate recomanda utilizarea oricărei metode de răcire (neumbrite: 1 - aer liber, 3 - aer forțat, 5 - evaporativ forțat); în alta, se pot folosi două sau trei metode de răcire (umbrite: 2 - aer liber și forțat, 4 - aer forțat și lichid, 6 - lichid forțat și evaporativ liber, 7 - lichid forțat, evaporat forțat și liber, 8 - liber forțat și evaporativ liber, 9-liber și evaporat forțat).
Curbele superioare din fig. 2.1 este de obicei folosit pentru a selecta răcirea elementelor mari - lămpi mari, magneți, șocuri etc. Curbele inferioare sunt folosite pentru a selecta sistemul de răcire pentru blocuri, rafturi etc., realizat pe elemente microminiaturale discrete.
Dacă indicatorii CEA se încadrează în zona umbrită (este posibil să se utilizeze două sau trei metode de răcire), atunci sarcina de a alege o metodă de răcire devine mai complicată și sunt necesare calcule mai detaliate.
Să oferim date suplimentare care ne permit să luăm în considerare presiunea aerului; în formula (12.2), acesta din urmă este luat în considerare de coeficientul kp, care a fost găsit pe baza de calcule și experimente. Odată cu scăderea presiunii aerului, temperatura elementelor echipamentelor electronice crește; să desemnăm presiunea aerului în afara unității p1 și în interiorul - p2 pentru o unitate etanșă, valoarea lui kp este dată în anexă (vezi Tabelul A.11). Coeficientul kp ține cont de deteriorarea răcirii REA la presiune redusă numai în condiții de convecție a aerului liber.
Rețineți că alegerea unui sistem de răcire nu se limitează la determinarea zonei de răcire, este, de asemenea, necesar să se ia în considerare fezabilitatea tehnică a implementării acestei metode de răcire REA, adică masa, volumul, consumul de energie. După cum arată experiența, cu un design rațional, este posibil să se asigure un anumit regim termic al REA la bord la consum specific aerul nu este mai mare de 180-250 kg / (h * kW).
Pentru REA staționare, unde există restricții mai puțin stricte privind dimensiunile, greutatea, consumul de energie, debitul de aer poate fi crescut la 250-350 kg/(h-kW). Pentru CEA răcit cu aer, regimul termic a fost studiat cel mai bine. În aceste cazuri, se poate recomanda nu numai unul sau altul sistem de răcire cu aer, ci și estimarea probabilității cu care sistemul de răcire selectat va asigura un anumit regim termic.
Schimbătoare de căldură RES.
Un schimbător de căldură este un dispozitiv în care se efectuează procesul de transfer de căldură de la un lichid de răcire la altul. Astfel de dispozitive sunt numeroase și foarte diverse în ceea ce privește scopul și designul lor tehnologic. Conform principiului de funcționare, schimbătoarele de căldură pot fi împărțite în recuperatoare, regenerative și de amestecare.
Dispozitivele de recuperare sunt acelea in care caldura de la un lichid de racire fierbinte la unul rece este transferata printr-un perete care le separa. Exemple de astfel de dispozitive sunt generatoarele de abur, încălzitoarele, condensatoarele etc.
Dispozitivele regenerative sunt cele în care aceeași suprafață de încălzire este spălată fie cu lichid de răcire fierbinte, fie cu lichid rece. Când curge un lichid fierbinte, căldura este percepută de pereții aparatului și se acumulează în ei; când curge un lichid rece, această căldură acumulată este percepută de acesta. Un exemplu de astfel de dispozitive sunt regeneratoarele de cuptoare cu focar deschis și de topire a sticlei, încălzitoarele de aer ale furnalelor etc.
În aparatele de recuperare și regenerare, procesul de transfer de căldură este inevitabil asociat cu suprafața unui corp solid. Prin urmare, astfel de dispozitive sunt numite și suprafață.
În mixere, procesul de transfer de căldură are loc prin contact direct și amestecarea lichidelor de răcire calde și reci. În acest caz, transferul de căldură are loc simultan cu schimbul de material. Un exemplu de astfel de schimbătoare de căldură sunt turnurile de răcire (turnuri de răcire), scruberele etc. Denumirile speciale ale schimbătoarelor de căldură sunt de obicei determinate de scopul lor, de exemplu, generatoare de abur, cuptoare, încălzitoare de apă, evaporatoare, supraîncălzitoare, condensatoare, deaeratoare, etc. Cu toate acestea, în ciuda varietății mari de schimbătoare de căldură în funcție de tip, dispozitiv, principiu de funcționare și corpuri de lucru, scopul lor este în cele din urmă același, este transferul de căldură de la unul, fierbinte, lichid la altul, rece. Prin urmare, principalele prevederi ale calculului termic pentru acestea rămân comune.
Schimbătoarele de căldură diferă prin caracteristicile distribuției temperaturii de-a lungul lungimii canalului:
unde T 1 ’ și T 2 ’ sunt temperaturile la intrarea în schimbătorul de căldură; T 1 "" și T 2 "" - la ieșire.
Toate schimbătoarele de căldură sunt clasificate în două grupe în funcție de condițiile de schimb de căldură. Transferul de căldură de la un lichid de răcire fierbinte la unul rece poate avea loc fie printr-un perete solid, fie printr-o interfață de fază. Printr-un perete solid - un schimbător de căldură recuperator, printr-o limită de fază - un turn de răcire.
Cărțile de referință OST conțin caracteristicile schimbătoarelor de căldură fabricate de industrie pentru SRE.
Principala caracteristică a schimbătoarelor de căldură este zona specifică a suprafeței de schimb de căldură:
; S bate ≈ 4500 și mai mult.
Caracteristici ale funcționării schimbătoarelor de căldură:
1. Modul de deplasare a lichidului de răcire. În lichidul de răcire trebuie implementat un regim turbulent. Gaz - V ≈ 100 ÷ 150 m/s; lichid - V ≈ 2,5 ÷ 3 m/s. Modurile care sunt implementate în schimbătorul de căldură trebuie alese într-un mod optim.
2. Proiectarea termică a schimbătoarelor de căldură se reduce la implementarea calculelor de proiectare și verificare.
a) Atunci când se efectuează un calcul de proiectare, se realizează proiectarea aparatului, scopul calculului este de a determina suprafața de lucru a schimbătorului de căldură, dacă debitele masice ale lichidului de răcire cald și rece, sunt date temperaturile lor de intrare și ieșire, precum și capacitățile termice specifice ale acestora.
b) Calculul de verificare se efectuează pentru un schimbător de căldură cu o suprafață cunoscută (de exemplu, pentru un schimbător de căldură proiectat). Scopul calculului este de a determina temperaturile lichidului de răcire la ieșirea din schimbătorul de căldură și debitul F de căldură transferat de la lichidul de răcire cald la cel rece, adică de a seta modul de funcționare al aparatului.
Introducere
1 Selectarea parametrilor de proiectare pentru aerul exterior și interior
1.1 Parametrii de proiectare a aerului exterior
1.2 Parametrii de proiectare ai aerului interior
2 Compilarea bilanțurilor de căldură și umiditate ale încăperii
2.1 Calculul câștigurilor de căldură
2.1.1 Calculul câștigurilor de căldură de la oameni
2.1.2 Calculul câștigurilor de căldură din iluminatul artificial
2.1.3 Calculul câștigurilor de căldură prin deschideri de lumină exterioară
și acoperiri datorate radiației solare
2.1.4 Calculul câștigurilor de căldură prin incinte externe
2.1.5 Calculul câștigurilor de căldură prin deschiderile vitrate datorate
diferența de temperatură între aerul exterior și cel din interior
2.2 Calculul umidității
2.3 Determinarea pantei grinzii de proces în încăpere
3 Calculul sistemului de aer condiționat
3.1 Selectarea și justificarea tipului de sisteme de aer condiționat
3.2 Selectarea schemelor de distribuție a aerului. Definiţia admissible and
diferenta de temperatura de functionare
3.3 Determinarea capacității sistemelor de aer condiționat
3.4 Determinarea cantității de aer exterior
3.5 Cartografierea proceselor de climatizare
pe diagrama Jd
3.5.1 Construirea unei diagrame de proces de climatizare pentru
perioada caldă a anului
3.5.2 Construirea unei diagrame de proces de climatizare pentru
sezonul rece
3.6 Determinarea cererii de căldură și frig în sisteme
aer condiționat
3.7 Selectarea mărcii aparatului de aer condiționat și aspectul acesteia
3.8 Calcule și selecție elemente de aer condiționat
3.8.1 Calculul camerei de irigare
3.8.2 Calculul încălzitoarelor de aer
3.8.3 Selectarea filtrelor de aer
3.8.4 Calculul rezistenței aerodinamice a sistemelor de aer condiționat
3.9 Selectarea unui ventilator de aer condiționat
3.10 Alegerea unei pompe pentru o cameră de irigare
3.11 Calculul și selectarea echipamentelor principale ale instalației frigorifice
4 UNIRS - Calculul SCR pe calculator
Anexa A - Diagrama Jd. Perioada caldă a anului
Anexa B -Jd-diagrama. Perioada rece a anului
Anexa D - Schema frigorifice
Anexa D - Caietul de sarcini
Anexa E - Plan la marcaj - 2.000
INTRODUCERE
Aerul condiționat este întreținerea automată a tuturor sau parametrii individuali aer (temperatura, umiditatea relativa, puritatea si viteza de circulatie a aerului) pentru a asigura conditii optime cele mai favorabile pentru bunastarea oamenilor, mentinerea proces tehnologic, asigurând păstrarea valorilor culturale.
Aerul condiționat este împărțit în trei clase:
1. Să asigure condiţiile meteorologice necesare procesului tehnologic cu abateri admisibile în afara parametrilor de proiectare ai aerului exterior. O medie de 100 de ore pe an cu muncă de 24 de ore sau 70 de ore pe an cu muncă de zi cu o singură tură.
2. Să asigure standarde optime, sanitare sau tehnologice cu abateri admisibile în medie 250 ore pe an cu lucru non-stop sau 125 ore pe an cu lucru într-un singur schimb în timpul zilei.
3. Pentru a menține parametrii acceptabili dacă nu pot fi asigurați cu ventilație, în medie 450 de ore pe an pentru lucru non-stop sau 315 ore pe an pentru funcționarea într-un singur schimb în timpul zilei.
Documentele de reglementare stabilesc parametrii de aer optimi și admisibili.
Parametrii optimi ai aerului asigură păstrarea celor normative și funcționale stare termică corp, un sentiment de confort termic și condiții prealabile pentru nivel inalt performanţă.
Parametrii de aer admiși sunt o combinație a acestora în care nu există daune sau o încălcare a stării de sănătate, dar se pot observa senzații de căldură incomode, deteriorarea bunăstării și o scădere a eficienței.
Condițiile permise, de regulă, se aplică în clădirile echipate doar cu un sistem de ventilație.
Condițiile optime sunt asigurate de sistemele de aer condiționat controlat (SCR). Astfel, SLE este folosit pentru a crea și menține condiții optime și pentru a curăța aerul interior pe tot parcursul anului.
Scopul acestui curs este de a consolida cunoștințele teoretice și de a dobândi abilități practice de calcul, precum și proiectarea sistemelor de aer condiționat (ACS).
In acest termen de hârtie sala cu aer condiționat este auditoriul clubului orașului pentru 500 de locuri în orașul Odessa. Înălțimea acestei încăperi este de 6,3 m, suprafața podelei este de 289 m2, suprafața mansardei este de 289 m2, volumul camerei este de 1820,7 m3.
1 SELECTAREA PARAMETRILOR DE PROIECTARE PENTRU AERUL EXTERIOR ȘI INTERIOR
Parametri estimați ai aerului exterior.
Parametrii de proiectare ai aerului exterior sunt selectați în funcție de locația geografică a obiectului.
Tabel 1 - Parametri estimați ai aerului exterior.
Parametri estimați ai aerului din interior.
Parametrii de proiectare ai aerului din interior sunt selectați în funcție de scopul încăperii și de perioada anului.
Tabelul 2 - Parametrii calculați ai aerului interior.
2 PREGĂTIREA BILANTELOR DE CALCULĂ ȘI UMIDITATE ALE SPECIULUI
Scopul compilării bilanțurilor de căldură și umiditate ale încăperii este de a determina surplusul de căldură și umiditate din încăpere, precum și coeficientul unghiular al fasciculului de proces, care este utilizat în metoda grafico-analitică pentru calcularea SCR.
Bilanțele de căldură și umiditate sunt compilate separat pentru perioadele calde și reci ale anului.
Sursele de emisii de caldura in incapere pot fi oamenii, iluminatul artificial, radiatia solara, alimentele, echipamentele, precum si castigurile de caldura prin garduri interioare si exterioare sau prin deschideri vitrate datorate diferentei de temperatura dintre aerul exterior si cel interior.
2.1 Calculul câștigurilor de căldură
2.1.1 Calculul câștigurilor de căldură de la oameni
Disiparea căldurii în cameră de la oameni Q etaj, W, este determinată de formula
Q etaj = q etaj n,(1)
unde q podea este cantitatea de căldură totală generată de o persoană, W;
n este numărul de persoane, pers.
Q rev = q rev n,(2)
unde q av este cantitatea de căldură sensibilă generată de o persoană, W;
n este numărul de persoane, pers.
Pentru sezonul rece
Q etaj \u003d 120 285 \u003d 34200 W
Q av \u003d 90 285 \u003d 25650 W
Pentru perioada caldă
Q etaj \u003d 80 285 \u003d 22800 W
Q av \u003d 78 285 \u003d 22230 W
2.1.2 Calculul câștigurilor de căldură din iluminatul artificial
Aportul de căldură de la iluminatul artificial Q osv, W, este determinat de formulă
Q sv \u003d q sv E F, (3)
unde E - iluminare, lx;
F - suprafața camerei, m 2;
q sv - degajare de căldură specifică, W / (m 2 lx).
Q osv \u003d 0,067 400 289 \u003d 7745,2 W
2.1.3 Calculul câștigului de căldură datorat radiației solare
Radiația solară Q p = 9400 W.
2.1.4 Calculul câștigurilor de căldură prin incinte externe
Câștigurile de căldură prin gardurile externe, W, sunt determinate de formulă
Limită Q \u003d k st F st (t n - t c) + k cock F cb (t n - t c), (4)
unde k i este coeficientul de transfer termic prin garduri, W / (m 2 K);
F i - suprafața gardului, m 2;
t n, t in - temperatura aerului extern și respectiv intern, ° С.
Limită Q \u003d 0,26 289 (26,6-22) \u003d 345,6 W
2.1.5 Calculul câștigurilor de căldură prin deschideri vitrate
Calculul câștigurilor de căldură în încăpere prin deschiderile vitrate din cauza diferenței de temperatură dintre aerul exterior și cel interior este determinat de formula
Q r.p. = [(t n - t c) / R o ]F total, (5)
unde R o este rezistența termică a deschiderilor vitrate, (m 2 K) / W, care este determinată de formula
R o = 1/k ferestre (6)
F total - suprafața totală a deschiderilor vitrate, m 2.
Q o.p = 0 W, deoarece nu există deschideri vitrate.
Tabel 3 - Bilanțul termic al incintei în diferite perioade ale anului
2.2 Calculul umidității
Umiditatea pătrunde în încăpere prin evaporarea de pe suprafața pielii oamenilor și din respirația acestora, de pe suprafața liberă a lichidului, de pe suprafețele umede ale materialelor și produselor, precum și din uscarea materialelor, reacții chimice și operarea echipamentelor tehnologice.
Eliberarea de umiditate de la oameni W l, kg / h, în funcție de starea acestora (odihna, tipul de muncă pe care o efectuează) și temperatura mediului ambiant, este determinată de formula
W l \u003d w l n 10 -3, (7)
unde w l - eliberarea de umiditate de către o persoană, g / h;
n este numărul de persoane, pers.
W l rece \u003d 40 285 10 -3 \u003d 11,4 kg / h
W l căldură \u003d 44 285 10 -3 \u003d 12,54 kg / h
2.3 Determinarea pantei grinzii de proces în încăpere
Pe baza calculului bilanțurilor de căldură și umiditate, se determină coeficientul unghiular al fasciculului procesului din cameră pentru perioadele calde ε t și reci ε x ale anului, kJ / kg
ε t = (ΣQ t 3,6)/W t,(8)
ε x = (ΣQ x 3,6)/W x.(9)
Valorile numerice ε t și ε x caracterizează tangenta unghiului de înclinare a fasciculului procesului din încăpere.
ε t \u003d (40290,8 3,6) / 12,54 \u003d 11567
ε x \u003d (41945,2 3,6) / 11,4 \u003d 13246
3 CALCULUL SISTEMULUI DE AER CONDIȚIONAT
3.1 Selectarea și justificarea tipului de sisteme de aer condiționat
Alegerea și justificarea tipului de SCR se realizează pe baza unei analize a condițiilor de funcționare a obiectului cu aer condiționat specificat în sarcina de proiectare.
Pe baza numărului de încăperi, sunt avute în vedere sisteme de aer condiționat cu o singură zonă sau mai multe zone, iar apoi se face o evaluare a posibilității utilizării acestora cu recirculare a aerului evacuat, ceea ce permite reducerea consumului de căldură și frig.
SCR cu prima și a doua recirculare este de obicei utilizat pentru încăperi care nu necesită o precizie ridicată în controlul temperaturii și umidității relative.
Decizia finală privind alegerea conceptului de tratare a aerului se ia după determinarea performanței SCR și a debitului de aer exterior.
3.2 Selectarea schemelor de distribuție a aerului. Determinarea diferenței de temperatură admisă și de funcționare.
În ceea ce privește indicatoarele igienice și uniformitatea distribuției parametrilor în zona de lucru, pentru majoritatea încăperilor cu aer condiționat, cea mai acceptabilă alimentare cu aer de alimentare cu o înclinare în zona de lucru la un nivel de 4 ... 6 m și cu scoaterea capotei de schimb general în zona superioară.
1. Determinați diferența de temperatură admisă
Δt adăugați \u003d 2 ° С.
2. Determinați temperatura aerului de alimentare
t p \u003d t în - Δt adăugați (10)
t p căldură \u003d 22 - 2 \u003d 20 ° С,
t p rece \u003d 20 - 2 \u003d 18 ° С.
3. Determinați temperatura aerului de ieșire
t y \u003d t în + grad t (H - h), (11)
unde gradt este gradientul de temperatură de-a lungul înălțimii încăperii deasupra zonei de lucru, °С;
H este înălțimea camerei, m;
h este înălțimea zonei de lucru, m.
Gradientul de temperatură de-a lungul înălțimii camerei este determinat în funcție de excesul specific de căldură sensibilă din încăpere q I, W
q i = ΣQ / V pom = (ΣQ p -Q p + Q i) / V pom (12)
q i se încălzesc \u003d (40290,8 - 22800 + 22230) / 1820,7 \u003d 21,8 W
q Am rece \u003d (41945,2 - 34200 + 25650) / 1820,7 \u003d 18,3 W
t la căldură \u003d 22 + 1,2 (6,3 - 1,5) \u003d 27,76 ° С;
t la rece \u003d 20 + 0,3 (6,3 - 1,5) \u003d 21,44 ° С.
4. Determinați diferența de temperatură de funcționare
Δt p \u003d t y - t p (13)
Δt p căldură \u003d 27,76 - 20 \u003d 7,76 ° С;
Δt p rece \u003d 21,44 - 18 \u003d 3,44 ° С.
3.3 Determinarea capacității sistemelor de aer condiționat
Pentru sistemele de aer condiționat se face distincție între capacitatea totală G, ținând cont de pierderea de aer din cauza scurgerilor în rețelele de conducte de alimentare cu aer, kg/h, și performanța utilă G p utilizată în încăperile cu aer condiționat, kg/ h.
Performanța utilă a SCR este determinată de formulă
G p \u003d ΣQ t / [(J y - J p) 0,278], (14)
unde ΣQ t este surplusul total de căldură din încăpere în perioada caldă a anului, W;
J y, J p - entalpia specifică a aerului de ieșire și de alimentare în perioada caldă a anului, kJ/kg.
G p \u003d 40290,8 / [(51 - 40)) 0,278] \u003d 13176 kg / h.
Productivitatea totală se calculează prin formula
G = K p G p,(15)
unde K p este un coeficient care ia în considerare cantitatea de pierderi în conductele de aer.
G \u003d 1,1 13176 \u003d 14493,6 kg / h.
Productivitatea volumetrică a sistemelor de aer condiționat L, m 3 / h, se găsește prin formula
unde ρ este densitatea aerului de alimentare, kg / m 3
ρ = 353/(273+t p)(17)
ρ \u003d 353 / (273 + 20) \u003d 1,2 kg / m 3;
L \u003d 14493,6 / 1,2 \u003d 12078 m 3 / h.
3.4 Determinarea cantității de aer exterior
Cantitatea de aer exterior utilizată în SCR afectează costurile de căldură și frig în timpul tratamentului termic și de umiditate, precum și consumul de energie electrică pentru îndepărtarea prafului. În acest sens, ar trebui să se străduiască întotdeauna o posibilă reducere a numărului său.
Minim suma admisibila aerul exterior în sistemele de aer condiționat este determinat pe baza cerințelor:
Asigurarea normei sanitare cerute de alimentare cu aer per persoana, m 3/h
L n ΄ = l n,(18)
unde l este consumul normalizat de aer exterior furnizat per persoană, m 3/h;
n este numărul de persoane din cameră, pers.
L n ΄ \u003d 25 285 \u003d 7125 m 3 / h;
Compensarea pentru evacuarea locală și crearea de exces de presiune în cameră
L n ΄΄ = L mo + V pom K΄΄ , (19)
unde L mo este volumul extractului local, m 3 / h;
V pom - volumul camerei, m 3;
Rata de frecvență К΄΄ a schimbului de aer.
L n ΄΄ \u003d 0 + 1820,7 2 \u003d 3641,4 m 3 / h.
Alegem o valoare mai mare dintre L n ΄ și L n ΄΄ și luăm pentru calcule suplimentare L n ΄ \u003d 7125 m 3 / h.
Determinăm debitul de aer exterior conform formulei
G n = L n ρ n, (20)
unde ρ n este densitatea aerului exterior, kg / m 3.
G n \u003d 7125 1,18 \u003d 8407,5 kg / h.
Verificăm SLE pentru recirculare:
14493,6 kg/h >8407,5 kg/h, condiția este îndeplinită.
2. J< J н
51 kJ/kg< 60 кДж/кг, условие выполняется.
3. Aerul nu trebuie să conțină substanțe toxice.
Notă: toate condițiile sunt îndeplinite, așa că aplicăm schema SCR cu recirculare.
Debitul acceptat de L n exterior trebuie să fie de cel puțin 10% din cantitatea totală de aer de alimentare, adică condiția trebuie îndeplinită
8407,5kg/h ≥ 0,1 14493,6
8407,5 kg/h ≥ 1449,36 kg/h, condiția este îndeplinită.
3.5 Construirea unei scheme a proceselor de climatizare pe J - d diagramă
3.5.1 Construirea unei scheme de procese de climatizare pentru perioada caldă a anului
Schema proceselor de climatizare pe diagrama j-d pentru perioada caldă a anului este prezentată în Anexa A.
Luați în considerare procedura de construire a unei scheme SCR cu prima recirculare.
a) aflarea pe diagrama J-d a pozitiei punctelor H si B, caracterizand starea aerului exterior si interior, conform parametrilor care sunt dati in tabelele 1 si 2;
b) efectuarea prin t. În fasciculul procesului, ținând cont de mărimea pantei ε t;
c) determinarea poziţiei altor puncte:
T. P (adică starea aerului de alimentare), care se află la intersecția izotermei t p cu fasciculul procesului;
T. P΄ (adică starea aerului de alimentare la ieșirea celui de-al doilea încălzitor de aer VN2), pentru care un segment de 1 ° C este așezat vertical din punctul P (segmentul PP΄ caracterizează încălzirea aerul de alimentare în conductele de aer și ventilator);
T. O (adică starea aerului la ieșirea din camera de irigare), pentru care se trasează o linie de la t. П΄ în jos pe linia d \u003d const până la intersecția cu segmentul φ \u003d 90% (segmentul OP΄ caracterizează încălzirea aerului în al doilea încălzitor de aer VN2) ;
T. Y (adică starea aerului care iese din încăpere) situată la intersecția izotermei t y cu fasciculul de proces (segmentul PVU caracterizează asimilarea căldurii și umidității de către aerul din încăpere);
T. U΄ (adică starea aerului de recirculare înainte de amestecarea acestuia cu aerul exterior), pentru care de la t. U de-a lungul liniei d \u003d const
deoparte un segment de 0,5 ° C (segmentul YU΄ caracterizează încălzirea aerului de ieșire în ventilator);
T. C (adică starea aerului după amestecarea aerului recirculat cu aerul exterior).
Punctele U΄ și H sunt legate printr-o dreaptă. Segmentul U΄N caracterizează procesul de amestecare de recirculare cu aerul exterior. Punctul C este pe linia dreaptă У΄Н (la intersecția cu J c).
Entalpia specifică J s, kJ/kg, punctul C se calculează prin formula
J c = (G n J n + G 1p J y΄)/ G, (21)
unde J n - entalpia specifică a aerului exterior, kJ/kg;
J c - entalpia specifică a aerului format după amestecarea aerului exterior cu aerul de recirculare, kJ/kg;
G 1r - consumul de aer al primei recirculare, 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
Punctele C și O sunt legate printr-o dreaptă. Segmentul de CO rezultat caracterizează procesul politropic de tratare termică și umiditate a aerului din camera de irigare. Aceasta finalizează construcția procesului SCR. Parametrii punctelor de bază sunt introduși conform formularului din Tabelul 4.
3.5.2 Construirea unei scheme de procese de climatizare pentru sezonul rece
Schema proceselor de climatizare pe diagrama J-d pentru perioada rece a anului este prezentată în Anexa B.
Luați în considerare procedura de construire a unui circuit cu prima recirculare a aerului pe diagrama J-d.
a) aflarea pe diagrama J-d a pozitiei punctelor de baza B si H, caracterizand starea aerului exterior si interior, conform parametrilor care sunt dati in tabel. 12;
b) efectuarea prin t. În fasciculul procesului, ținând cont de mărimea pantei ε x;
c) determinarea poziţiei punctelor P, U, O:
T. U, situată la intersecția izotermei t y (pentru perioada rece) cu fasciculul procesului;
T. P, situat la intersecția izoentalpei J p cu fasciculul procesului; valoarea numerică a entalpiei specifice J p a aerului de alimentare pentru perioada rece a anului se calculează anterior din ecuație
J p \u003d J y - [ΣQ x / (0,278 G)], (23)
unde J y este entalpia specifică a aerului care iese din încăpere în timpul sezonului rece, kJ/kg;
Q x - surplusul total total de căldură din cameră în timpul sezonului rece, W;
G este productivitatea SCR în perioada caldă a anului, kg/h.
J p \u003d 47 - \u003d 38,6 kJ / kg
Secțiunea PVU caracterizează modificarea parametrilor aerului din încăpere.
T. O (adică starea aerului la ieșirea din camera de irigare), situată la intersecția liniei d p cu linia φ \u003d 90%; segmentul OP caracterizează încălzirea aerului în al doilea încălzitor de aer VN2;
T. C (adică starea aerului după amestecarea aerului exterior, care a fost încălzit în primul încălzitor de aer BH1, cu aerul care iese din încăpere), situat la intersecția izoentalpei J aproximativ cu linia d c ; valoarea numerică se calculează prin formula
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, care caracterizează starea aerului la ieșirea primului încălzitor de aer VN1 și situat la intersecția lui d n (conținutul de umiditate al aerului exterior) cu continuarea liniei drepte US.
Parametrii de aer pentru punctele de bază sunt introduși conform formularului din Tabelul 5.
Tabelul 5 - Parametrii aerului la punctele de bază în timpul sezonului rece
| Parametrii aerului | |||||
temperatura t, |
Specific entalpia J, kJ/kg |
Conținut de umiditate d, g/kg | Relativ umiditate φ, % |
||
| P | 13,8 | 38,6 | 9,2 | 85 | |
| LA | 20 | 45 | 9,8 | 68 | |
| La | 21,44 | 47 | 10 | 62 | |
| O | 14,2 | 37 | 9,2 | 90 | |
| DIN | 25 | 37 | 4,8 | 25 | |
| H | -18 | -16,3 | 0,8 | ||
| La | 28 | 30 | 0,8 | 4 | |
3.6 Determinarea cererii de căldură și frig în sistemele de aer condiționat
În perioada caldă a anului, consumul de căldură în al doilea încălzitor de aer, W
Q t VH2 \u003d G (J p΄ - J o) 0,278, (25)
unde J p΄ - entalpia specifică a aerului la ieșirea celui de-al doilea încălzitor, kJ/kg;
J o - entalpia specifică a aerului la intrarea în al doilea încălzitor, kJ/kg.
Q t VH2 \u003d 14493,6 (38 - 32,2) 0,278 \u003d 23369,5 W
Consumul de rece pentru implementarea procesului de răcire și uscare, W, este determinat de formulă
Q rece \u003d G (J c - J o) 0,278, (26)
unde J c este entalpia specifică a aerului la intrarea în camera de irigare, kJ/kg;
J o - entalpia specifică a aerului la ieşirea din camera de irigare, kJ/kg.
Q rece \u003d 14493,6 (56,7 - 32,2) 0,278 \u003d 47216 W
Cantitatea de umiditate condensată în aer, kg/h
W K \u003d G (d c - d o) 10 -3, (27)
unde d c este conținutul de umiditate al aerului la intrarea în camera de irigare, g/kg;
d o - umiditatea aerului la iesirea din camera de irigare, g/kg.
W K \u003d 14493,6 (11,5 - 8) 10 -3 \u003d 50,7 kg / h
În perioada rece a anului, consumul de căldură în primul încălzitor de aer, W
Q x VH1 \u003d G (J k - J n) 0,278,
unde J c - entalpia specifică a aerului la ieșirea primului încălzitor de aer, kJ / kg;
J n - entalpia specifică a aerului la intrarea în primul încălzitor de aer, kJ/kg.
Q x VH1 \u003d 14493,6 (30- (-16,3)) 0,278 \u003d 18655,3 W
Consumul de căldură în sezonul rece în al doilea încălzitor de aer, W
Q x BH2 \u003d G (J p - J o) 0,278, (28)
unde J p - entalpia specifică a aerului la ieșirea celui de-al doilea încălzitor de aer în sezonul rece, kJ / kg;
J o - entalpia specifică a aerului la admisia celui de-al doilea încălzitor de aer în sezonul rece, kJ/kg.
Q x VH2 \u003d 14493,6 (38,6 - 37) 0,278 \u003d 6447 W
Consum de apă pentru umidificarea aerului în camera de irigare (pentru alimentarea camerei de irigare), 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 Selectarea mărcii aparatului de aer condiționat și aspectul acesteia
Aparatele de aer condiționat marca KTZZ pot funcționa în două moduri de performanță a aerului:
În modul de capacitate nominală
În modul de performanță maximă
Aparatele de aer condiționat marca KTCZ sunt fabricate numai conform schemelor de bază ale echipamentelor sau cu modificările lor formate prin completarea echipamentul necesar, înlocuirea unui echipament cu altul sau excluderea anumite tipuri echipamente.
Indicele aparatului de aer condiționat marca KTZZ este determinat ținând cont de performanța volumetrică completă.
L 1,25 \u003d 12078 1,25 \u003d 15097,5 m 3 / h
Alegem aparatul de aer conditionat marca KTCZ-20.
3.8 Calcule și selecție elemente de aer condiționat
3.8.1 Calculul camerei de irigare
Calculul OKFZ se efectuează conform metodei VNIIKonditsioner.
a) vreme caldă
Determinați performanța volumetrică a SCR
L \u003d 12078m 3 / h
versiunea 1, număr total de duze n f = 18 buc.
Determinăm coeficientul de eficiență adiabatică a procesului, ținând cont de caracteristicile fasciculului procesului de cameră conform formulei
E a \u003d (J 1 - J 2) / (J 1 - J pr), (30)
unde J 1 , J 2 - entalpia aerului la intrare, respectiv la ieșirea camerei,
J pr - entalpia stării limită a aerului pe diagrama J-d,
E a \u003d (56,7 - 32,2) / (56,7 - 21) \u003d 0,686
Determinați diferența relativă de temperatură a aerului
Θ = 0,33 s w μ (1/ Е p – 1/ Е a) (31)
Θ = 0,33 4,19 1,22 (1/ 0,42 - 1/ 0,686) = 1,586
Calculăm temperatura inițială a apei din cameră
t w 1 \u003d t în pr -Θ (J 1 - J 2) / w μ, (32)
unde t în pr - temperatura limită aer, °C.
t w 1 \u003d 6,5-1,586 (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 3,32 ° С
Calculăm temperatura finală a apei (la ieșirea din cameră) conform formulei
t w 2 \u003d t w 1 + (J 1 - J 2) / cu w μ (33)
t w 2 \u003d 1,32 + (56,7 - 32,2) / 4,19 1,22 \u003d 9,11 ° С
Determinarea debitului apei pulverizate
G w = μ G(34)
G w \u003d 1,22 14493,6 \u003d 17682,2 kg / h (~ 17,7 m 3 / h)
Calculăm debitul de apă prin duză (performanța duzei)
g f = G w /n f (35)
g f \u003d 17682.2 / 42 \u003d 421 kg / h
Presiunea necesară a apei în fața duzei este determinată de formulă
ΔР f = (g f /93,4) 1/0,49 (36)
ΔР f = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 kPa
Funcționarea stabilă a injectoarelor corespunde la 20 kPa ≤ ΔР f ≤ 300 kPa. Condiția este îndeplinită.
Debitul de apă rece de la stația de refrigerare este determinat de formulă
G w x \u003d Q rece / 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) perioada rece
În această perioadă a anului, OKFZ funcționează în modul de umidificare adiabatică a aerului.
Determinăm coeficientul de eficiență a transferului de căldură prin formula
E a \u003d (t 1 - t 2) / (t 1 - t m1) (38)
E a \u003d (25 - 14,2) / (25 -13,1) \u003d 0,908
Coeficientul de irigare se determină din dependența grafică E a =f(μ).
Tot grafic prin valoarea lui μ găsim valoarea numerică a coeficientului
factor de eficiență entalpie redus E p.
Calculăm debitul de apă pulverizată folosind formula (34)
G w \u003d 1,85 14493,6 \u003d 26813,2 kg / h (~ 26,8 m 3 / h)
Determinăm performanța duzei conform formulei (35)
g f \u003d 26813.2 / 42 \u003d 638 kg / h
Determinăm presiunea necesară a apei în fața duzelor conform formulei (36)
ΔР f = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 kPa
Calculăm debitul de apă care se evaporă în cameră conform formulei
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
După cum se poate observa din calcul, cel mai mare debit de apă (26,8 m 3 /h) și cea mai mare presiune a apei în fața duzelor (50,4 kPa) corespund sezonului rece. Acești parametri sunt luați așa cum au fost calculați la selectarea unei pompe.
3.8.2 Calculul încălzitoarelor de aer
Calculul încălzitoarelor de aer se efectuează pentru două perioade ale anului: mai întâi, calculează pentru perioada rece, apoi pentru perioada caldă a anului.
De asemenea, calculați separat încălzitoarele de aer ale primei și celei de-a doua încălziri.
Scopul calculului încălzitoarelor de aer este de a determina suprafețele de transfer de căldură necesare și disponibile și modul lor de funcționare.
La verificarea calculului, acestea sunt stabilite după tipul și numărul de încălzitoare de aer de bază, pe baza mărcii aparatului de aer condiționat central, adică la început acceptă aspectul standard și îl rafinează prin calcul.
perioada rece
Când calculați, calculați:
Căldura necesară pentru încălzirea aerului, W
Q woz \u003d 18655,3 W;
Consum de apă caldă, 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;
În funcție de marca aparatului de aer condiționat, se selectează numărul și tipul de schimbătoare de căldură de bază, pentru care se calculează viteza masei aerului în secțiunea liberă a încălzitorului de aer, kg / (m 2 s):
ρv = G woz /3600 f woz,(41)
unde f woz este aria deschisă pentru trecerea aerului în încălzitorul de aer, m 2
Viteza de mișcare a apei calde prin conductele schimbătoarelor de căldură, m/s
w = G w /(ρ w f w 3600), (42)
unde ρ w este densitatea apei la temperatura sa medie, kg/m3;
f w - aria secțiunii transversale pentru trecerea apei, m 2.
w \u003d 200,3 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,038 m / s.
Acceptăm viteza egală cu 0,1 m/s
Coeficient de transfer termic, W / (m 2 K)
K = a(ρv) q w r ,(43)
unde a, q, r sunt coeficienți
Diferența medie de temperatură între lichidele de răcire:
Δt cf = (t w n + t w k) / 2 - (t n + t k) / 2 (44)
Δtav = (150 + 70)/2 - (-18 +28)/2 = 35°С
Suprafata necesara de schimb de caldura, 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%
Condiția nu este îndeplinită, acceptăm aeroterma VH1 cu o marjă.
a) vreme rece
Q woz \u003d 6447 W;
Consum de apă caldă, kg/h, conform formulei (40)
G w \u003d 0,859 6447 / (150 - 70) \u003d 69,2 kg / h;
În funcție de marca aparatului de aer condiționat, se selectează numărul și tipul de schimbătoare de căldură de bază, pentru care se calculează viteza masei aerului în secțiunea deschisă a încălzitorului de aer, kg / (m 2 s), conform formulei ( 41) ρv \u003d 14493,6 / 3600 2,070 \u003d 1, 94 kg / (m 2 s);
Viteza de mișcare a apei calde prin conductele schimbătorului de căldură, m / s, conform formulei (42)
w \u003d 69,2 / (1000 0,00148 3600) \u003d 0,013 m / s.
Acceptăm viteza egală cu 0,1 m/s.
Coeficientul de transfer termic, W / (m 2 K), conform formulei (43)
K \u003d 28 (1,94) 0,448 0,1 0,129 \u003d 27,8 W / (m 2 K);
Diferența medie de temperatură între lichidele de răcire, conform formulei (44)
Δtav = (150 + 70)/2 - (13,8 +14,2)/2 = 26°C
Suprafața necesară de schimb de căldură, m 2, conform formulei (45)
F tr \u003d 6447 / (27,8 26) \u003d 8,9 m 2
Verificăm starea prin formula (46)
[(36,8 - 8,9)/ 8,9] 100 = 313%
b) perioadă caldă
Conform formulelor propuse mai sus (40) - (46), recalculăm pentru perioada caldă
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.
Pentru calcule suplimentare, luăm viteza egală cu 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
În acest caz, trebuie îndeplinită următoarea condiție: între suprafața disponibilă F p (încălzitorul de aer selectat în prealabil) și suprafața necesară F tr, rezerva suprafeței de schimb de căldură nu trebuie să depășească 15%
[(36,8 - 24,3)/ 24,3] 100 = 51%
Condiția nu este îndeplinită, acceptăm aeroterma VH2 cu o marjă.
3.8.3 Selectarea filtrelor de aer
Pentru a curăța aerul de praf din SLE, sunt incluse filtre, a căror soluție de proiectare este determinată de natura acestui praf și de puritatea necesară a aerului.
Alegerea filtrului de aer se face conform [2, kn.2].
Pe baza datelor disponibile, selectăm filtrul FR1-3.
3.8.4 Calculul rezistenței aerodinamice a sistemelor de aer condiționat
Reducerea aerodinamică totală a SCR este găsită prin formulă
R s = ΔR pc + ΔR f + ΔR in1 + ΔR ok + ΔR in2 + ΔR pr + ΔR in.v. , (47)
unde ΔР pc este rezistența unității receptoare, Pa
ΔР buc = Δh buc (L/L c) 1,95 (48)
(aici L este productivitatea volumetrică calculată a SCW, m 3 /h;
L la - performanța volumetrică a aparatului de aer condiționat, m 3 / h;
Δh pc - rezistența de blocare la capacitatea nominală a aparatului de aer condiționat (Δh pc = 24 Pa), Pa);
ΔР pc \u003d 24 (12078 / 20000) 1,95 \u003d 8,98 Pa;
ΔР f – rezistența aerodinamică a filtrului (la conținutul maxim de praf al filtrului ΔР f = 300 Pa), Pa;
ΔР в1 – rezistența aerodinamică a primului încălzitor de aer, 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 – rezistența aerodinamică a celui de-al doilea încălzitor de aer, Pa
ΔР в2 \u003d 10,64 (υρ) 1,15 R, (49)
(aici R este un coeficient care depinde de temperatura medie aritmetică a aerului din aeroterma);
ΔР в2 \u003d 10,64 (1,94) 1,15 1,01 \u003d 23,03 Pa;
ΔР ok - rezistența aerodinamică a camerei de irigare, Pa
ΔР ok \u003d 35 υ ok 2, (50)
(aici υ ok este viteza aerului în camera de irigare, m/s);
ΔР ok \u003d 35 2,5 2 \u003d 218,75 Pa;
ΔР pr - rezistența aerodinamică a secțiunii de legătură, Pa
ΔР pr = Δh pr (L/L c) 2 , (51)
(aici Δh pr – rezistența secțiunii la capacitatea nominală (Δh pr = 50 Pa), Pa);
ΔР pr \u003d 50 (12078/20000) 2 \u003d 18,2 Pa;
ΔР w.v - rezistența aerodinamică în conductele de aer și distribuitoarele de aer (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 Selectarea unui ventilator de aer condiționat
Datele inițiale pentru selecția ventilatorului sunt:
Performanță ventilator L, m 3 /h;
Presiunea nominală dezvoltată de ventilator P y, Pa și specificată prin formula
P y \u003d P s [(273 + t p) / 293] P n / P b, (52)
unde t p este temperatura aerului de alimentare în perioada caldă a anului, °С;
P n - presiunea aerului în condiții normale (P n \u003d 101320 Pa), Pa;
P b - presiunea barometrică la locul de instalare a ventilatorului, Pa.
P y \u003d 793,86 [(273 + 20) / 293] 101230 / 101000 \u003d 796 Pa.
Pe baza datelor obținute, selectăm ventilatorul V.Ts4-75 versiunea E8.095-1.
n in = 950 rpm
N y \u003d 4 kW
3.10 Alegerea unei pompe pentru o cameră de irigare
Selectarea pompei se face ținând cont de debitul lichidului și de necesarul
ora. Debitul de fluid trebuie să corespundă volumului maxim
consum de apă circulantă în camera de irigare, m 3/h
L w = G w max /ρ,(53)
unde G w max este debitul masic maxim de apă în OCF, kg/h;
ρ este densitatea apei care intră în OCF, kg/m 3 .
L w \u003d 26813,2 / 1000 \u003d 26,8 m 3 / h
Capul pompei necesar H tr, m apa. Art., determinată de formula
Н tr = 0,1Р f + ΔН, (54)
unde Р f este presiunea apei în fața duzelor, kPa;
ΔH - pierderea de presiune în conducte, ținând cont de înălțimea ridicării la colector (pentru camere de irigare ΔH = 8 m w.c.), m w.c. Sf..
H tr \u003d 0,1 50,4 + 8 \u003d 13,04 m de apă. Artă.
În funcție de datele obținute, îi selectăm pompa și motorul electric.
Parametrii pompei selectate:
Nume: KK45/30A;
Consum de lichid 35 m 3 /h;
Înălțime totală 22,5 m w.c. Artă.;
Parametrii motorului electric selectat:
Tip A02-42-2;
Greutate 57,6 kg;
Putere 3,1 kW.
3.11 Calculul și selectarea echipamentelor principale ale instalației frigorifice
Scopul calculării echipamentului principal al sistemului de refrigerare este:
Calculul capacității de răcire necesare și selectarea tipului de mașină frigorifică;
Determinarea parametrilor de funcționare ai mașinii frigorifice și, pe baza acestora, efectuarea unui calcul de verificare a elementelor principale ale unității frigorifice-evaporator și condensator.
Calculul se efectuează în următoarea secvență:
a) găsiți capacitatea de răcire necesară a mașinii frigorifice, W
Q x \u003d 1,15 Q rece, (55)
unde Q rece - consum de rece, W.
Q x \u003d 1,15 47216 \u003d 59623,4 W
b) ținând cont de valoarea lui Q x, selectăm tipul mașinii frigorifice MKT40-2-1.
c) determinați modul de funcționare al mașinii frigorifice, pentru care calculăm:
Temperatura de evaporare a agentului frigorific, °C
t și \u003d (t w k + t x) / 2 - (4 ... 6), (56)
unde t w k este temperatura lichidului care iese din camera de irigare și intră în evaporator, °С;
t x este temperatura lichidului care iese din evaporator și intră în camera de irigare, °C.
Temperatura de condensare a agentului frigorific, °C
t k \u003d t w k2 +Δt, (57)
unde t w k2 este temperatura apei care iese din condensator, ° С
t w k2 =t w k1 +Δt (58)
(aici t w k1 este temperatura apei care intră în condensator, ° С (Δt \u003d 4 ... 5 ° С); în timp ce t k nu trebuie să depășească + 36 ° С.)
t w k1 \u003d t mn + (3 ... 4), (59)
unde t mn este temperatura aerului exterior conform unui bulb umed în perioada caldă a anului, °С.
t și \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 de subrăcire a agentului frigorific lichid în fața supapei de control, °С
bandă t \u003d t w k1 + (1 ... 2)
banda t \u003d 10,9 + 2 \u003d 12,9 ° С
Temperatura de aspirare a vaporilor de agent frigorific în cilindrul compresorului, °C
t soare \u003d t și + (15 ... 30), (60)
unde t și este temperatura de evaporare a agentului frigorific, °С
t soare \u003d 0,715 + 25 \u003d 25,715 ° С
d) efectuează un calcul de verificare a echipamentelor, pentru care calculează:
Suprafața evaporatorului conform formulei
F și \u003d Q cool /K și Δt cf.i, (61)
unde K și - coeficientul de transfer de căldură al unui evaporator cu carcasă și tub care funcționează pe freon 12 (K și = (350 ... 530) W / m 2 K);
Δt av.i - diferența medie de temperatură între purtătorii de căldură din evaporator, determinată de formula
Δt cf.i = (Δt b - Δt m) / 2,3lg Δt b / Δt m (62)
Δt b \u003d Δt w 2 - t și (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 și \u003d 47216 / 530 3,72 \u003d 23,8 m 2
Suprafața calculată F și comparați cu suprafața evaporatorului F și `, dată în specificație tehnică aparat frigorific; în acest caz, condiția
F și ≤ F și `
23,8 m2< 24 м 2 – условие выполняется
Suprafața condensatorului conform formulei
F k \u003d Q k / K k Δt sr.k, (65)
Q k \u003d Q x + N k.in, (66)
(aici N k.in este puterea indicatoare consumată a compresorului; cu o anumită marjă, puterea indicatorului poate fi luată egală cu puterea consumată a compresorului, W);
K k - coeficientul de transfer de căldură al unui condensator cu carcasă și tub care funcționează pe freon 12 (K k \u003d (400 ... 650) W / m 2 K);
Δtav.k - diferența medie de temperatură între purtătorii de căldură din condensator, determinată de formula, °С
Δt cf. = (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 la - t w la2 (69)
Δt m \u003d 20,9 - 9,11 \u003d 11,79 ° С
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
Suprafața calculată a condensatorului F pentru a se compara cu suprafața condensatorului F la `, a cărei valoare numerică este dată în caracteristicile tehnice ale mașinii de refrigerare, în timp ce condiția trebuie îndeplinită
F la ≤ F la `
14,2 m 2 ≤ 16,4 m 2 - condiția este îndeplinită.
Consumul de apă în condensator, kg / s, este calculat prin formula
W \u003d (1,1 Q c) / c w (t w c2 - t w c1), (70)
unde c w este capacitatea termică specifică a apei (c w = 4190 J/(kg K))
W \u003d (1,1 79423,4) / 4190 (9,11 - 1,32) \u003d 2,6 kg / s.
Lista surselor utilizate
1. SNiP 2.04.05-91. Încălzire, ventilație și aer condiționat. – M.: Stroyizdat, 1991.
2. Dispozitive sanitare interioare: Ventilatie si aer conditionat /B.V. Barkalov, N.N. Pavlov, S.S. Amirjanov și alții; Ed. N.N. Pavlova Yu.I. Schiller: În 2 cărți. – Ed. a IV-a, revizuită. si suplimentare - M .: Stroyizdat, 1992. Carte. 1, 2. Partea 3.
3. Averkin A. G. Exemple și sarcini pentru cursul „Aer condiționat și refrigerare”: Manual. indemnizatie. - Ed. a II-a, Rev. si suplimentare - M.: Editura DIA, 2003.
4. Averkin A. G. Aer condiționat și refrigerare: Instrucțiuni la cursuri. – Penza: PISI, 1995.
