Проектирование секций кондиционера
Введение
Задачей данной работы является проектирование секций
кондиционера: фильтров, воздухонагревателей, секций орошения; проектирование
систем воздухораспределения, выбор вспомогательного оборудования кондиционера,
побудителей движения, теплоносителей и регулировка вентиляторов.
В качестве источника теплоснабжения используется ТЭЦ,
отопительный график тепловой сети которой t01/t02=130/70 °С.
Исходными данными для проектирования являются результаты
расчета части 1.
Параметры наружного воздуха
Теплый период Холодный период
t тн=25,8 °С t хн=-31°С
hтн=50,8 кДж/кг hхн=-30,7 кДж/кг
dтн=10,9 г/кг с.в. dхн=0,05 г./кг с.в.
Параметры воздуха внутри помещения
Теплый период Холодный период
t тв=25 °С t хв=22°С
hтв=58,3 кДж/кг hхв=45,8 кДж/кг
dтв=12,9 г/кг с.в. dхв=9,3 г/кг с.в.
Параметры приточного воздуха
Теплый период Холодный период
t т0=19 °С t х0=15,5 °С
hт0=52 кДж/кг hх0=38кДж/кг
dт0=12,9 г/кг с.в. dх0=9,2 г/кг с.в.
Параметры воздуха на выходе из камеры орошения
Теплый период Холодный период
t тк=19 °С t хк=15,5 °С
hтк=52 кДж/кг hхк=38 кДж/кг
dтк=12,9 г/кг с.в. dхк=9,2 г/кг с.в.
Для холодного периода года параметры воздуха в точке
рециркуляции
tхc =16,7 °С
hхc=38,61 кДж/кг
dхc=8,35 г./кг с.в.
Процесс обработки воздуха в h-d диаграмме представлен в
1 части.
В проектируемой системе кондиционирования воздуха принят
качественный способ регулирования воздуха, поэтому расчетный воздухообмен Lх=Lт=190512 м3/ч.
В результате анализа процессов обработки воздуха в h-d диаграмме выбираем 2
базовую схему компоновки кондиционера.
Для подачи воздуха Lчас=190512 м3/ч устанавливаем 2
кондиционера КТЦ3-80 с производительностью 80*103 м3/ч.
1.
Расчет камеры орошения
Камеры орошения ОКС. Камеры имеют оросительную систему
состоящую из горизонтального коллектора с высокорасходными форсунками
УЦ14-10/15 (размер входного сечения 10х15 мм, диаметр соплового отверстия 14
мм), расположенного в верхней части камеры и двух ярусов сеток, улучшающих
теплотехнические характеристики камер за счёт вторичного дробления капель
орошаемой воды. Камеры изготавливаются в двух исполнениях:
· Камеры исполнения 1 имеют меньшую плотность
орошения
· Камеры исполнения 1 имеют большую плотность
орошения.
В нашем случае принимаем камеру орошения ОКС1-3 без
встроенного подогревателя так как она более проста.
гражданский право юридический имущественный
1.1
Исходные данные
Таблица 1.1 - Параметры воздуха до и после камеры орошения.
|
Период года
|
Тип параметра
|
t 0С
|
h кДж/кг
|
|
Тёплый
|
Начальные
|
25,8
|
53,6
|
|
Конечные
|
19
|
52
|
|
Холодный
|
Начальные
|
37,5
|
38
|
|
Конечные
|
15,5
|
38
|
1.2
Построение процессов
Нт-Кт процесс в камере орошения
Рисунок 1.1 - Процесс в тёплый период года
Нх-Кх процесс в камере орошения
Рисунок 1.2 - Процесс в холодный период года
1.3
Расчёт для тёплого периода года
Коэффициент
адиабатной эффективности
По заданной начальной и конечной температуре обрабатываемого
воздуха рассчитываем коэффициент адиабатной эффективности [12]:
(1.1)
Где: tВН - начальная температура воздуха
tВК - конечная температура воздуха
tВПР - предельная температура воздуха (φ=100%, 18,5 0С)
0,932
Коэффициент
политропной эффективности
(1.2)
(1.3)
(1.4)
Из литературы [12] выбираем экспериментальные коэффициенты
для выбранной секции орошения:
|
Производительность
по воздуху тыс. м3/ч
|
Тип
оборудования
|
Исполнение
|
А1
|
α
|
С
|
|
31,5-80
|
ОКС1-3
|
1
|
0,525
|
2,29
|
0,177
|
Подставляя данные в формулу 1-4 находим коэффициент орошения:
2 кг/кг
1,466
0,682
Расход воды
(1.5)
Где: L - расчётный расход воздуха кондиционерами
Ρ - плотность воздуха
457228,8 кг/час
Проверим надёжность работы:
По минимальному коэффициенту орошения:
(1.6)
Где: qфmin - минимальный
эксплуатационный расход воды через одну форсунку (для УЦ14-10/15 qфmin =870 кг/час)
nф - количество форсунок
Gв - расчётный расход воздуха кг/час
(1.7)
Где: L - расчётный объемный расход воздуха через 2
кондиционера м3/час
n - количество кондиционеров
кг/час
=0,396
Условие надёжности выполняется.
По потерям давления:
Расход жидкости одной форсункой
=
=4396,4 кг/час
Потери давления по эмпирической формуле:
кПа
кПа Условие надёжности выполняется.
.4
Расчёт для холодного периода
Расчёт ведём в такой же последовательности, сводим результаты
в таблицу:
Таблица 1.2 - Расчёт для холодного периода года
|
Параметр
|
Значение
|
|
коэффициент
адиабатной эффективности
|
 0,918
|
|
коэффициент
орошения
|
 1,925
|
|
 2
|
|
коэффициент
политропной эффективности
|
 0,5
|
|
Расход воды на
оба кондиционера
|
 440082,72 кг/час
|
|
расчётный
расход воздуха
|
|
кг/час
|
|
Минимальный
коэффициент орошения
|
=0,396
|
|
Расход жидкости
одной форсункой
|
= =4231,6 кг/час
|
|
Потери давления
|
 кПа
|
Из расчёта принимаем камеру орошения ОКС1-3.
.5
Выбор холодильной машины
Определяем начальную температуру воды:
(1.8)
Где: 
- конечная энтальпия воды
- начальная энтальпия воды
18,8 0С
Определяем конечную температуру воды:
(1.9)
19 0С
Принимаю температуру холодной воды из холодильной машины tхв=10 0С.
Для определения расхода холодной воды составляю уравнения
теплового баланса.
(1.10)
Где: Gохл - расход холодной воды из холодильной машины;
Gпод - расход воды из поддона;
tсм, tохл, tпод - температуры смеси,
воды из холодильной машины, воды из поддона соответственно.
457228,8 кг/час=127,008 кг/с
Решая систему получаю:
Gохл=2,8224
кг/с
Gпод=124,186
кг/с
Определяю хладопроизводительность машины:
Q=с·Gохл·Δt (1.11)
Где: с - теплоёмкость воды
Δt - перепад температур в
испарителе (по водяному контуру)
Q=4200·2,8224·(19-10)=106686 Вт = 106 кВт
По хладопроизводительности и температурам выбираю холодильную
машину:
Условные обозначения:
- приборный пульт;
- пульт управления;
- компрессор;
- фильтр-осушитель
- конденсатор;
- испаритель
Рисунок 1.3 - Холодильная машина 2МКТ80-2-0 и 2МКТ80-2-1
Рисунок 1.4 - График зависимости потребляемой мощности от
температуры холодной воды на выходе из испарителя и температуры на входе в
конденсатор для машины 2МКТ.
2.
Обвязка элементов камеры орошения
Эта глава включает в себя гидравлический расчёт
нагнетательного и всасывающего участков трубопровода. Схема обвязки
представлена на рисунке 3. Расчет ведем для периода года, где расход воды
максимальный. В нашем случае это тёплый период года.
457228,8 кг/час
Теплофизические свойства воды при Тср находим по [6]:
Ρ=998,2 кг/м3
υ=1,002*10-6м2/с
Предварительно выбираем по [4] насос К-290-30
Всасывающий трубопровод насоса находится на высоте h=250 мм.
Рисунок 2.1 - Обвязка элементов камеры орошения ОКС1-3 для
КТЦ 80
2.1 Гидравлический расчёт всасывающего участка
Длина всасывающего участка lвс =6071 мм.
Задаёмся скоростью воды в трубопроводе v=2 м/с.
Находим ориентировочный диаметр трубопровода
(2.1)
Где Lж - объёмный расход воды м3/с
(2.2)
0,127 м3/с
=0,284 м
Используя ГОСТ 9567-75 принимаем диаметр труб:
dгост =299
мм (наружный толщина стенки 7,5 мм)
dвнут=
299-7,5*2=284 мм
vфакт=2 м/с
Определяем критерий Рейнольдса
(2.3)
=566866,3
Предельное число Рейнольдса
(2.4)
(2.5)
Где кэ - коэффициент шероховатости (для стальных
труб кэ=0,03 мм)
94666,6
4733333
Так как Reпр1<Re<Reпр2 гидравлический коэффициент определяем по
формуле Альтшуля
(2.6)
0,0135 Па/м
Потери давления на трение, Па
(2.7)
Потери давления на местные сопротивления
(2.8)
Местные сопротивления
3 угольника 
=0,5
гибкая вставка =0
внезапное расширение =0,35
обратный клапан = 2
Где 
=0,5+0+0,35+2=3,85
=
7686,2 Па
Общие потери на всасывающем участке, Па
(2.9)
Па
.2
Гидравлический расчет нагнетательного участка трубопровода
Длина нагнетательного участка трубопровода lнагн=6,609 м
Параметры трубы, коэффициент трения те же, что и у
всасывающего участка
Потери давления на трение по формуле 2.7
Местные сопротивления
вентиль =6
угольника =0,5
Потери давления на местные сопротивления
=
13974,8 Па
Общие потери на нагнетательном участке, Па
(2.10)
Па
.3
Выбор побудителя движения
Общие потери давления, Па
(2.11)
998,2*9,81*0,25=2448,85 Па
191392,95 Па
Потери напора в сети в метрах водяного столба:
; (2.12)
19,545 м вод ст.
Строим характеристику насоса и характеристику сети.
Для нахождения характеристики сети найдем постоянную сети:
=
458,05 м3/ч
(2.13)
Таблица 2.3 - Данные для построения характеристик сети и насоса
|
S
|
Q
|
Hсети
|
Ннасоса(2х)
|
|
0,00009315
|
0
|
0
|
23
|
|
0,00009315
|
45
|
0,188629
|
23,5
|
|
0,00009315
|
90
|
0,754515
|
24
|
|
0,00009315
|
135
|
1,697659
|
24,5
|
|
0,00009315
|
180
|
3,01806
|
24,8
|
|
0,00009315
|
225
|
4,715719
|
24,9
|
|
0,00009315
|
270
|
6,790635
|
24,5
|
|
0,00009315
|
315
|
9,242809
|
23,9
|
|
0,00009315
|
360
|
12,07224
|
23
|
|
0,00009315
|
405
|
15,27893
|
22
|
|
0,00009315
|
458
|
19,53952
|
20,4
|
|
0,00009315
|
495
|
22,82408
|
18,7
|
|
0,00009315
|
540
|
27,16254
|
15,5
|
|
0,00009315
|
585
|
31,87826
|
|
Рисунок 2.2 - Диаграмма характеристик сети и насоса
По диаграмме получаем рабочую точку
461 м3/ч
, Nэ=30 кВт (одного), Nэ=60 кВт (полная).
3.
Расчёт воздухоподогревателя
3.1
Исходные данные
Таблица 3.1 - Данные для расчёта воздухоподогревателя
|
Период года
|
Тип параметра
|
t 0С
|
h кДж/кг
|
|
Холодный
|
Начальные
|
-31
|
-30,7
|
|
Конечные
|
37,5
|
38,61
|
|
Параметры
излома
|
Начальные
|
-1
|
2
|
|
Конечные
|
35,3
|
38,61
|
Нх - Тх процесс в воздухоподогревателе.
Рисунок 3.1 - Процесс в холодный период года
.2
Определение точки рециркуляции
Так как энтальпия внутреннего воздуха зимой много больше
энтальпии наружного воздуха то применение рециркуляции позволит экономить
тепловую энергию.
На диаграмме процесса соединяем точки Нх и Вх.
Наиболее экономичная точка будет лежать на пересечении с
энтальпией приточного воздуха.
Отмечаю точку пересечения Рх.
Проверяю при полученном соотношении расходов обеспеченность
свежим воздухом исходя из требований [14].
(3.1)
Где n - число людей в цехе
Найдем полученное соотношение расходов из уравнений балансов
(3.2)
Решая систему, получаю: Lсв=103572
=28,77
Lрец=86798,4
=24,1
Данный расход свежего воздуха больше требуемого и
удовлетворяет санитарным нормам.
3.3
Принимаем источник теплоснабжения
За источник теплоснабжения принимаю воду из тепловой сети с
температурным графиком 130/70.
Таблица 3.2 - Данные для
построения температурного графика, рассчитанные по [1]
T 02
|
T 03
|
Tнар
|
|
130
|
70
|
95
|
-31
|
|
108,7151
|
61,65633
|
81,26417
|
-20
|
|
98,84448
|
57,66801
|
74,82487
|
-15
|
|
88,82212
|
53,528
|
68,23388
|
-10
|
|
78,61694
|
49,20517
|
61,46007
|
-5
|
|
70,01805
|
45,46511
|
55,6955
|
-0,87
|
|
63,93172
|
42,75525
|
51,57878
|
2
|
|
58,75775
|
40,4048
|
48,05186
|
4,4
|
|
50,81771
|
36,70006
|
42,58242
|
8
|
Рисунок 3.2 - Температурный график 130/70 для условий города
Костромы
3.4
Сравнение альтернативных вариантов схем воздухоподогревателя
Относительное
изменение температур
(3.3)
Где - относительное изменение температур по воздуху
tвн - начальная температура воздуха
tвк - конечная температура воздуха
tжн - начальная температура греющего теплоносителя
0,417
(3.4)
Где 
- относительное изменение температур по
теплоносителю
tжн -
начальная температура воздуха
tжк -
конечная температура воздуха
0,373
Таблица 3.3 - Расчётное относительное изменение температур
|
Точка
|
|
|
|
1 (расчётная)
|
0,417
|
0,373
|
|
2 (параметры
излома)
|
0,511
|
0,352
|
Относительный
расход воздуха
=
1,19
Подбор
параметров по номограмме
Принимаем и проверяем наиболее простой вариант. Схема без
обводного канала параллельная.
Используем номограмму [13] на листе 7 без обводного канала
параллельная схема
Отмечаю точки 1, 2 на номограмме.
Провожу лучи из начала координат через
расчётные точки.
Определяю кривые, лежащие правее данных точек,
имеющие наименьший запас поверхности:
Данная кривая с числом рядов n=5.
Методом линейной интерполяции строю кривую с 
.
Получаю точки 1у, 2у с параметрами:
Таблица 3.4 - уточнённое относительное изменение температур
|
Точка 
|
|
|
|
1у
|
0,522
|
0,441
|
|
2у
|
0,552
|
0,383
|
Запас
по поверхности
(3.5)
Таблица 3.5 - Расчётный элемент Excel
Для первого режима:
Для второго режима:
Используем номограмму на листе 8 без обводного канала
последовательно прямоточная схема. Так как далее расчёты вариантов аналогичны
ведём их в табличной форме.
Таблица 3.6 - уточнённое относительное изменение температур
для схемы без обводного канала последовательно прямоточной
|
Точка
|
|
|
|
1у
|
0,44
|
0,506
|
|
2у
|
0,55
|
0,37
|
Запас
по поверхности
Таблица 3.7 - Расчётный элемент Excel
Используем номограмму на листе 19 с обводным каналом параллельная
схема.
Таблица 3.8 - уточнённое относительное изменение температур для
схемы обводным каналом параллельной
|
Точка
|
|
|
|
1у
|
0,482
|
0,43
|
|
2у
|
0,502
|
0,36
|
Запас
по поверхности
Таблица 3.9. - Расчётный элемент Excel
Исходя из предыдущих расчётов принимаем вариант без обводного
канала последовательно прямоточная с числом рядов 4. Данный вариант
удовлетворяет требованиям литературы [13], непревышение запаса на 10%.
Определяем
фактический расход теплоносителя, обеспечивающий заданную конечную температуру
воздуха.
(3.6)
Где θвmax - максимальное -
максимальное значение относительных расчетных перепадов температур по воздуху.
(0,511)
θжФ
значение относительного перепада температур по жидкости, полученное по
номограмме как ордината точки пересечения вертикальной прямой 
=q рв с выбранной кривой q ж (q в) (0.422)
Св, Сж - соответственно теплоемкости
воздуха и воды при средней температуре каждого теплоносителя, кДж/кгК.
=32955,8 кг/ч
Расчетный
расход воды
Gрж=Gв*
(3.7)
где - максимальное из соотношений 
, определенных для каждого из режимов.
Для 1-го режима: 
=
=1,118
Для 2-го режима: =
=1,45
Следовательно, max=1,45
Gрж=114307,2*
39542,1 кг/ч
Проверяем
возможность замерзания теплоносителя в воздухонагревателе
Для этого составим таблицу исходных данных для режимов:
Таблица 3.10. - Исходные данные, необходимые для проверки
замерзания теплоносителя
|
Режим
|
Температура
воздуха начальная tн,°С
|
Относительная
влажность воздуха начальная: fвн, %
|
Влагосодержание
воздуха начальные, dвн, г/кг с.в.
|
Температура
воздуха конечная, tвк,°С
|
Температура
теплоносителя конечная tжн,°С
|
|
1
|
-31
|
100
|
0,05
|
37,5
|
95
|
|
2
|
-1
|
50
|
2,5
|
35,4
|
70
|
Определим относительный перепад по воздуху
Для 1-го режима: 0,417
Для 2-го режима: 
0,513
По номограмме рисунок Х находим фактические относительные перепады
температур по воде q фж
в обоих режимах как ординаты точек пересечения вертикальных прямых qрв=const с кривой q ж(q в)
при n=4 и 
=1,19.
Для 1-го режима: q фж=0,373
Для 2-го режима: q фж=0,422
Минимальная
скорость воды в трубках: ωмин, м/с;
Определяется по минимальному значению q рв
и соответствующему ему значению qфж.
ωмин=
**gмин, (3.8)
где gмин - коэффициент зависящий от числа рядов
воздухонагревателя, типоразмера кондиционера и схемы обвязки по теплоносителю.
По [13] для КТЦ3-80 с числом рядов воздухонагревателя n=4 и при последовательно прямоточной
обвязке по теплоносителю gмин=1.344
ωмин=1,19*1.344=1.79 м/с.
Полученная ωмин=1.79 м/с удовлетворяет условиям [13] ωмин>0,12 м/с.
Температура
обратной воды на выходе из воздухонагревателя: τжк,°С;
tжк= tжн-q фж(tжн-tвн), (3.9)
Для 1-го режима при q фж=0,373
tжк=130-0,373*(130 - (-31))=70°С;
Для 2-го режима при q фж=0,422;
tжк=70-0,422*(70 - (-1))=40°С;
Температура обратной воды во всех режимах превышает нижний
допустимый предел 10°С, что исключает замерзание воды во всех режимах.
Уточнение
результатов
Данный воздухонагреватель состоит из теплообменников n=4, поэтому уточняем
результаты согласно [13].
При последовательной обвязке по теплоносителю температура
теплоносителя на выходе из любой группы теплообменников tжкi(s) находится по формуле
, (3.10)
где θрж= θжi, θжi для каждой группы теплообменников принимается равным значению
ординаты точки пересечения луча, проведённого из начала координат через
расчётные точки, с кривой θж(θв), соответствующей =1,19 и суммарному числу рядов трубок
групп теплообменников по ходу воздуха, включая тот, на выходе из которого
определяется tжкi(s).
Определяем тангенс угла наклона луча, соответствующего расходу
жидкости через первый двурядный теплообменник, по формуле
=
*
, (3.11)
где i - индекс, соответствующий числу рядов трубок группы.
n - индекс, соответствующий общему числу рядов
воздухонагревателя.
δi, δn - коэффициенты гидравлического сопротивления.
Для 1-го режима
1. Для теплообменника при 
0,417 и q фж=0,373;
для 1-го режима δ2=9,55*10-1 δ4=1,91*10-0.
=
= 2.
. По номограмме, представленной на рис. ставим точку с
координатами q ж=0,2
и q в=0,1 и через эти точку
проводим луч из начала координат до пересечения с кривой qж(qв) при =1,19 и n=2.
q ж2=0,5; q в2=0,27;
3. Определяем по формуле 3.10. температуру воды после
теплообменника: tжк,°С,
tжк=130-0,5*(130 - (-31))=49.5°С
1. Для теплообменника при 0,513 и q фж=0,422;
для 2-го режима δ2=9,55*10-1 δ4=1,91*10-0.
=
= 1.84
. По номограмме, представленной на рис. 3.3. ставим точку с
координатами q ж=0,184
и q в=0,1 и через эти точку
проводим луч из начала координат до пересечения с кривой qж(q в)
при =1,19 и n=2.
q ж2=0,465; q в2=0,278;
3. Определяем по формуле 3.10. температуру воды после
теплообменника: tжк,°С,
tжк=130-0,465*(130 - (-31))=55,14°С.
Отсюда следует, что конечная температура воды на выходе из
теплообменника во всех режимах так же находится в пределах допуска tжк>10°С то выбранный
воздухонагреватель удовлетворяет одновременно обоим условием 1) ωмин>0,12 м/с и 2) tжк>10°С, что свидетельствует
об отсутствии опасности замерзания теплоносителя.
3.5
Аэродинамические характеристики
Массовая
скорость воздуха в фронтальном сечении: νg, кг/с.
νg=
, (3.12)
где Fф - площадь фронтального сечения
воздухонагревателя, м2.
По [13] для КТЦ3-80 с воздухонагревателем без обводного
канала, четыре базовых теплообменника 4с размерами Н=1,25 м. и lг= 1,655 м. Fф=8,28 м.
Из предыдущих расчетов Gв=114307,2 кг/ч.
νg=
=3,835 кг/с.
Потери
давления по воздуху: DРат,
Па;
DРат=b* (νg)м, (3.11)
где b и м - коэффициенты, принимаемые по [13] для теплообменников
различной рядности.
Для 2 рядного теплообменника b=6,94 м=1,716.
DРат=6,94*3,8351,716=69,78Па.
Потери
давления по воде: DРж, Па;
DРж=Бп*(
)2*2*98,1; (3.12)
где Бп - коэффициент гидравлического сопротивления
воздухонагревательной установки. При n=4
Бп=1,91*100. Из предыдущих расчетов q рв=0,417, q рж=0,373, =1,19
DРж=1,91*100*(
)2*1,192*98,1=331,62
Па.
3.6
Воздухонагреватель ВН
Воздухонагреватели предназначены для тепловой обработки
воздуха до заданных параметров. Теплоносителем служит горячая вода с
температурой 70-130°С и давлением 1,2 МПа.
ВН - воздухонагреватель с обводным каналом и одним рядом
теплоотдающих элементов. На данный воздухонагреватель с обводным каналом или
клапаном устанавливается обводной канал ОК 1-3 или клапан типа КВ 7 или КВП или
КВР. При этом при установке 2-х или более воздухонагревателей на один из них
устанавливается воздушный клапан, а на остальные обходные каналы.
4.
Расчет воздухонагревателя второго подогрева
Так как в нашем случае потребность в воздухоподогревателе
второго подогрева отсутствует, рассмотрим случай увлажнения в секции орошения
до 97%.
В холодный период года в случае, если нет рециркуляции.
Исходные данные для расчета представлены в таблице 4.1. при
массовом расходе воздуха: Gв=114307,2 кг/ч.
Таблица 4.1. - Исходные данные для расчета воздухонагревателя
второго подогрева
|
Температура
воздуха начальная, tвн,°С
|
Влагосодержание
воздуха начальная dвн, г/кг. с.в.
|
Температура
воздуха конечная tвк,°С
|
Температура
теплоносителя начальная tжн,°С
|
Температура
теплоносителя конечная tжк,°С
|
|
13,5
|
8,6
|
14,3
|
70
|
50
|
В качестве горячего теплоносителя используем воду из обратной
линии теплосети.
Для 2-го подогрева воздуха с целью уменьшения поверхности
нагрева так же выбираем воздухонагреватель с обводным каналом.
Выбираем последовательную схему обвязки теплоносителя по
фронту и параллельную по ходу воздуха с количеством базовых теплообменников во
фронтальном сечении для КТЦ3-80 равным 2.
Номограмма для данного кондиционера с параллельной схемой
обвязки по воздуху представлена на рис. 3.3.
Относительные перепады температур q рв и q рж. рассчитываются по
формулам (3.3.) и (3.4.)
q рв=
=0,014
q рж=
=0,354
В поле номограммы рис. 3.3. находим расчетную точку с координатами
q рв=0,05 qрж=0,347.
Все кривые соответствующие =1,19 с n=1 и более
расположены правее расчетной точки. Выбираем ближайшую кривую при n=1 и =1,19.
Проводим луч из начала координат через расчетную точку до
пересечения с кривой qж (qв) для n=1 и =1,19 По абсциссе и ординате точки
определяем значение относительных перепадов температур q ув и q уж соответствующих
реальному процессу теплопередачи при расчетном расходе воды q ув=0,056, q уж=0,94.
Запас прочности ПО (3.5)
Т.к. запас по поверхности получился более 10%, то
использовать воздухонагреватель 2-го подогрева не целесообразно т.к. количество
теплоты, необходимое для подогрева воздуха не велико, то вместо
воздухонагревателя 2-го подогрева используются электродоводчики, установленные
как приборы освещения на перекрытии этажа.
4.1
Воздушные клапаны
Клапаны воздушные служат для регулирования объемов наружного
и рециркуляционного воздуха, поступающего в кондиционер, а так же регулирования
количества воздуха, приходящего через воздухонагреватель.
Регулирование степени открытия клапанов осуществляется с
помощью пневмо или электропривода. Аэродинамическое сопротивление полностью
открытого клапана DР=25 МПа.
5.
Проектирование систем воздухораспределения и систем рециркуляции. Выбор и
регулировка приточных вентиляторов
Проектирование
системы воздухораспределения частично было рассмотрено в 4 и 5 главах первой
части
Согласно [14] приточный воздух следует
подавать на постоянные рабочие места, если они находятся у источников вредных
выделений, у которых невозможно устройство местных отсосов. Но для обеспечения
кратности воздухообмена приточный воздух подается не непосредственно в рабочую
зону, а на расстоянии х =0,646 м от нее.
Воздухораспределительные устройства типа
ВДШ 2, количество плафонов 210 шт. Минимальное оптимальное расстояние между
плафонами 1ОПТ=1,8 м. Схема размещения
воздухораспределительных устройств представлена на рисунке (5.1).
Согласно [14] удаление воздуха из
помещения системами вентиляции следует предусматривать из зон, в которых воздух
наиболее загрязнен и имеет наиболее высокую температуру. В данном случае - в
машинах типа ППМ предусматриваются локализующие вытяжки. Из предыдущей части
курсовой работы определяем:
Воздухообмен L=52,92 м3/с
Количество наружного воздуха в холодный
период LH=28,77 м3/с
Количество внутреннего воздуха на рециркуляцию
Lp=24,1 м3/с
Для обеспечения требуемого воздухообмена
устанавливаем параллельно 2 кондиционера КТЦ 3-80, следовательно, для
обеспечения подачи воздуха необходимо устанавливать 2 вентилятора типа
ВК-Ц4-75-16 одностороннего всасывания, правого и левого исполнения.
Для окончательного выбора вентилятора
необходимо определить потери давления на всасывающей и нагнетательной линии
системы воздухораспределения. Схема воздухораспределения (приточной системы) и
системы рециркуляции представлена на рисунке.
5.1
Проектирование системы рециркуляции
Из помещения прядильного цеха воздух на
рециркуляцию поступает в соседнее помещение через воздуховод, направленный от
локализующих вытяжек из-под каждой прядильной машины через осадительную камеру
и фильтр («рукавный») в коллектор, а затем частично на рециркуляцию и на
вытяжку.
Принимаем
скорость рециркуляционного воздуха
. Находим эквивалентный диаметр воздуховода, м
(5.1)
Принимаем
гостированное значение эквивалентного диаметра
dЭ=2,488 м при
АхВ=2800х2240 мм.
Так как площадь решетки регулируемых клапанов в приемном блоке Арк=1,557
м2, поэтому для соединения этих решеток на участке воздухопровода
ставим конфузор (
). Коэффициент местного сопротивления
конфузора 
.
Уточняем
скорость рециркуляционного воздуха, м/с
(5.2)
Определяем потери давления на трение, Па
(5.3)
где 
коэффициент аэродинамического
сопротивления воздуховода.
Критерий
Рейнольдса Re
(5.4)
где 
коэффициент кинематической вязкости
воздуха, м2/с,
по [6] 
.
Тогда по формуле Альтшуля
(5.5)
где kэ - коэффициент
эквивалентной шероховатости, мм, по [10] для стальных воздуховодов кэ=0,1
мм.
Следовательно, потери давления на трение
Так как потери давления на трение малы, то ими можно
пренебречь и принять равными нулю.
Потери
давления на преодоление местных сопротивлений, Па
(5.6)
задвижка (дроссель-клапан) =2
угольник =0,7
разделение потоков =1,9
конфузор =0,13
потери давления в регулирующих клапанах в приемном блоке, Па.
=25 Па;
Тогда
общие потери давления при рециркуляции составят, Па
5.2
Проектирование системы воздухораспределения (приточной системы)
Общие потери давления на всасывающем
участке приточной системы складываются из потерь давления в воздухозаборной
шахте, в воздуховоде наружного воздуха и системы рециркуляции, а также потери
давления в секциях кондиционера.
Расчет участка наружного воздуховода
проводим для теплого периода года, когда расход наружного воздуха максимальный.
Задаемся
скоростью наружного воздуха
=5 м/с. Находим эквивалентный диаметр воздуховода, м
(5.7)
Из предыдущих расчетов расход наружного воздуха для теплого
периода, проходящий через один кондиционер 
Ближайшее
значение диаметра стального воздухопровода
по [14] dэ=2,666 м.
Уточняем
скорость наружного воздуха по (5.2), м/с
Длина участка наружного воздуховода 
.
Определяем
потери давления на трение по (5.3), Па
где коэффициент аэродинамического
сопротивления воздуховода.
Критерий
Рейнольдса Re по (5.4)
где коэффициент кинематической вязкости
воздуха, м2/с, при температуре воздуха наружного 
по [6] .
Тогда
по формуле Альтшуля по (5.5)
где k3 - коэффициент эквивалентной шероховатости, мм, по [10] для
стальных воздуховодов кэ=0,1 мм.
Следовательно,
потери давления на трение, Па
Так как потери давления на трение малы, то ими можно
пренебречь и принять равными нулю.
Потери
давления в местных сопротивлениях по (5.6), Па
Местные сопротивления на участке воздуховода (наружного)
Всасывающая шахта =2
дроссель-клапан =2
регулируемые клапаны в приемном блоке 
;
Тогда
общие потери давления, Па
(5.8)
так как 
, то 
Так как потери давления на рециркуляцию в холодный период года
получились больше, чем потери в наружном воздуховоде в теплый период года,
очевидно, что 
в холодный период года больше, поэтому
необходимо произвести расчет наружного воздуховода и для холодного периода
года.
Определяется
скорость наружного воздуха, м/с
Из предыдущих расчетов 
Из-за небольшой скорости движения в воздуховоде потерями
давления на трение пренебрегают. Следовательно, общие потери давления на
участке будут равны потерям в местных сопротивлениях. Потери давления в местных
сопротивлениях рассчитываются по формуле
За расчетные потери давления принимают те,
величина которых больше, то есть потери в холодный период года. С целью
обеспечения требуемого воздухообмена (с тем чтобы расход наружного воздуха в
приемном блоке камеры орошения не превышая расчетного значения) необходимо
сравнять потери давления на рециркуляцию и в наружном воздуховоде путем
изменения угла поворота регулирующих клапанов. Характеристика сети представлена
на рисунке5.1.
Характеристика сети определяется следующим
уравнением
(5.9)
где S - гидравлическое
сопротивление сети, остается постоянным для данной сети при любых изменениях
расхода воздуха.
Сопротивления сети, расчетные значения
параметров точек по которым строится (график) характеристика сети представлены
в таблице 5.1
Таблица 5.1. - Расчетные значения
параметров точек, по которым строятся характеристики сетей
|
Наименование
сети
|
Гидравлическое
сопротивление сети, S
|
Подача воздуха L, м3/с
|
Потери давления
в сети ΔР, Па
|
|
Сеть наружного
воздуха
|
4,6657
|
3
|
41,9913
|
|
|
6
|
167,9652
|
|
|
9
|
377,9217
|
|
|
12
|
671,8608
|
|
|
15
|
1049,783
|
|
|
18
|
1511,687
|
|
|
21
|
2057,574
|
|
|
22,36
|
2332,708
|
|
|
25
|
2916,063
|
|
|
26,46
|
3266,604
|
|
|
28
|
3657,909
|
|
Сеть
рециркуляционного воздуха
|
0,1701
|
3
|
1,5309
|
|
|
6
|
6,1236
|
|
|
9
|
13,7781
|
|
|
12
|
24,4944
|
|
|
15
|
38,2725
|
|
|
18
|
55,1124
|
|
|
21
|
76,1
|
|
|
22,36
|
85,04483
|
|
|
25
|
106,3125
|
|
|
26,46
|
|
|
28
|
133,3584
|
|
Суммарная
характеристика сети
|
0,1215
|
3 6 9 12
15 18 21,11 22,36 25 26,46 28
|
1,0935 4,374
9,8415 17,496 27,3375 39,366 53,5815 60 75,9375 85,06599 95,256
|
|
Скорректированная
характеристика сети наружного воздуха
|
5,0595
|
3 6 9 12
15 18 21,11 22,36 25 26,46 28
|
45,5355
182,142 409,8195 728,568 1138,388 1639,278 2231,24 2529,596 3162,188
3542,316 3966,648
|
Рисунок 5.1 - Характеристика сети
Общие
потери давления на всасывании, Па
(5.10)
где 
аэродинамическое сопротивление секций
кондиционера - соответственно - фильтра и камеры орошения, Па.
Сопротивление воздуху в приемном блоке и присоединительном почти
отсутствует, поэтому этими потерями пренебрегаем.
По [11] потери давления в фильтре ΔРф = 200Па, а в камере орошения
при номинальной нагрузке ΔРК.О.
= 105 Па.
Таким образом общие потери на всасывании:
ΔРвс =85,05 + 200 + 105 = 390,05
Па
Потери
давления на нагнетании
складываются из потерь на участке от
вентилятора до воздушного короба (где происходит сравнение потоков) и на
участке от короба к воздухораспределительным устройствам, потерями давления в
воздушном коробе пренебрегаем.
Расчет потерь давления на нагнетании начинаем вести с участка от
вентилятора до воздушного короба. Задаются скоростью движения воздуха 
. Определяем эквивалентный диаметр
воздуховода по формуле (5.1), при этом, проходящий через него расход воздуха
будет равен 
Принимаем ближайшее значение эквивалентного диаметра по [14]: d = 1,92 м, с размерами сторон воздуховода А х В = 2,4 х 1,6
м.
Уточняем
скорость воздуха в воздуховоде
Определяем
критерий Рейнольдса
по формуле (5.4) по [6] при tХ =15,3°C, v=14,61*10-6 м2/с
Коэффициент
аэродинамического сопротивления по (5.5)
На участке имеются местные потери: диффузор, угольник, длины
которых по [5]
Т.о., длина участка за вычетом длин местных сопротивлений 1 = 2,51
м.
Схема приточной системы воздухораспределения показана на рис. 5.2
Потери давления на трение
Короб служит для выравнивания давления воздуха и поэтому скорость
воздуха в коробе около 1…3 м/с. Принимаем скорость движения воздуха в нем 2
м/с.
Определение
площади сечения короба
(5.11)
где L - расчетный
воздухообмен, необходимый для обеспечения микроклимата, м3 /с.
Расход в коробе принимаем для двух кондиционеров, так как кондиционеры
расположены по два на противоположных концах цеха(симметрично) L = 52,92м3 /с.
Принимаем длину короба А=30 м, т.е., площадь сечения короба
(5.12)
Ближайшее стандартное значение стороны
воздуховода по [14] Нг = 900 мм, т.е. площадь сечения короба АК
ГОСТ =30*0,9 = 27 м2.
Уточняем скорость движения воздуха в
воздушном коробе, м/с
(5.13)
Потерями давления в самом коробе
пренебрегаем.
Местные
сопротивления на участке воздуховода от вентилятора до короба
(по [15] находим коэффициенты местных
сопротивлений)
- угольник (колено) - 1 шт., 
;
внезапное расширение- 1 шт., 
;
диффузор - 1 шт., 
.
Тогда потери давления на местные сопротивления по формуле
(5.6)
Суммарные
потери давления на участке от вентилятора до воздушного короба
ΔР = 0,83 + 105,9 = 106,73
Па
Потери давления на нагнетании на участке воздуховода от
воздушного короба к воздухораспределителям.
За главную магистраль принимаем ту, где
потери давления больше (для этого определяем потери давления на каждом участке
сети, предварительно за главную магистраль выбираем направление к
предпоследнему воздухораспределителю).
На схеме рисунок (5.2) предварительно
нумеруются участки. Ответвления к воздухораспределительным устройствам,
соответственно: 1/, 2/, 3/., 13/; а
участки магистрали 1, 2, 3,…, 14.
Количество распределительных линий,
выходящих из воздушного короба -15, расстояние между плафонами и их количество
одинаковое, поэтому общие потери давления будут равны потерям давления на одной
распределительной линии.
Расчет начинается с наиболее удаленного
участка сети, до которого потери давления максимальны, то есть участка 1.
УЧАСТОК 1
Задаемся
скоростью воздуха на участке
.
Определяем диаметр воздуховода по формуле
(5.6) при расходе воздуха, проходящего через этот участок L = 0,252м3/с
Определяем ближайшее стандартное значение диаметра по [14]: 
Уточняем
скорость воздуха:
Определяем
критерий Рейнольдса,
при этом по [6] при t* = 15,3° С
кинематическая вязкость
Воздуховоды стальные прямоугольного сечения с коэффициентом
эквивалентной шероховатости по [10] кЭ = 0,03 мм.
Коэффициент
аэродинамического сопротивления по формуле Альтшуля
Геометрическая длина участка 1 = 0,6 м Следовательно, потери
давления на трение
Коэффициенты
местных сопротивлений по [15]
сопротивление плафона 
дроссель-клапан 
тройник 
Потери
давления на местные сопротивления
Общие
потери давления на участке 1
ΔР1 = 0,58 +
64,955= 65,535 Па
Аналогично рассчитываются потери давления на других участках.
Результаты расчета заносим в таблицу 5.2 и 5.3. Находим потери давления в узлах
главной магистрали путем суммирования потерь давления на соответствующих
участках магистрали.
Т.к. потери давления в узлах магистрали и подсоединенных к
ней ответвлении отличаются, то для того чтобы исключить возможность
перераспределения расходов воздуха необходимо согласовать эти потери установки
на ответвлениях диафрагмы.
Потери давления в диафрагме: DРдi, Па;
DРдi=DРSi-DРоi, (5.14.)
где DРSi - потери давления по
магистрали от 1-го до i-го участка включительно, Па.
DРоi - потери давления в
ответвлении, присоединенному к i-му узлу, Па.
Проведем расчет диафрагмы на примере участка 1`
DРд2`=DРS2`-DРо2`, (5.15.)
DРд2`=65,53815-63,24367=2,29448
Па.
Гидравлическая характеристика диафрагмы: Sдi;
Sдi=DРдi/L2оi, (5.16.)
Sд2`=2,29448/0,2522=36,13127.
Требуемый
диаметр отверстия диафрагмы: dдi, м;
dдi=dгэi/
, (5.17.)
где doi - стандартный диаметр ответвления,
подсоединенного к i-му узлу, м.
Loi - расход воздуха, проходящего через ответвление,
подсоединенного к i-му узлу, м/с.
dдi=0,262/
=0,252342 м.
Аналогично проводим расчет диаметров диафрагм для стальных
ответвлений т.к. потери давления в узлах магистрали больше, чем в ответвлениях.
В результате расчетов получили, что потери давления на
нагнетательном участке от воздушного короба к воздухораспределителям равны
сумме потерь давлений на участках главной магистрали, а именно
174,2583 Па
Суммарные потери давления в приточной системе, Па
(5.18)
5.3
Выбор и регулировка вентилятора
По суммарным потерям давления 
= 671,08 Па и по подаче (расходу воздуха, проходящего через
кондиционер) L=80 тыс.м3 /ч предварительно
выбираем вентилятор ВК-Ц4-75-16 радиальный одностороннего всасывания с частотой
вращения n = 675 об/мин. Характеристика вентилятора
представлена на рис. 5.3.
Рисунок 5.3 - Характеристика вентилятора ВК-Ц4-75-16
Исходя из уравнения гидравлической характеристики сети
Строим характеристику сети на всасывании и нагнетании
отдельно, а затем корректируем характеристики вентилятора. Точки, по которым
строим характеристики сетей, представлены в таблице 5.5. Строим характеристику
сети для 15 параллельно работающих воздуховодов-распределителей. После
корректировки характеристики вентилятора строим характеристику совместной параллельной
работы двух вентиляторов, находим рабочую точку А.
Из рисунка видно, что рабочая точка сети
точно соответствует работе вентилятора без направляющего аппарата, поэтому
производить регулировку вентилятора не нужно.
В приточной системе устанавливаем 2
вентилятора ВК-Ц4-75-16 правого и левого исполнения, с числом оборотов n=675 об/мин без
направляющего аппарата.
По рисунку 6.3. определяем коэффициент полезного действия
вентилятора при работе на данную сеть методом обратного построения. Получаем 
.
Таблица 5.5 - Расчетные точки для построения характеристики
сетей
|
Наименование
сети
|
Гидравлическое
сопротивление сети, S
|
Подача воздуха L, тыс. м3/ч
|
Потери давления
в сети ΔР, кПа
|
|
Сеть на
всасывании
|
0,557
|
20
|
0,2228
|
|
|
30
|
0,5013
|
|
|
40
|
0,8912
|
|
|
50
|
1,3925
|
|
|
60
|
2,0052
|
|
|
70
|
2,7293
|
|
|
80
|
3,5648
|
|
|
90
|
4,5117
|
|
|
100
|
5,57
|
|
Сеть на
нагнетании до короба
|
0,1524
|
20
|
0,06096
|
|
|
30
|
0,13716
|
|
|
40
|
0,24384
|
|
|
50
|
0,381
|
|
|
60
|
0,54864
|
|
|
70
|
0,74676
|
|
|
80
|
0,97536
|
|
|
90
|
1,23444
|
|
|
100
|
1,524
|
|
Сеть на
нагнетании от воздушного короба к воздухораспределителям
|
14
|
1
|
0,014
|
|
|
2
|
0,056
|
|
|
3
|
0,126
|
|
|
4
|
0,224
|
|
|
5
|
0,35
|
|
|
6
|
0,504
|
|
|
7
|
0,686
|
|
|
8
|
0,896
|
|
|
10
|
1,4
|
6.
Проектирование вытяжной системы. Выбор и регулирование вытяжных вентиляторов
вентилятор вытяжка воздухоподогреватель
кондиционер
6.1
Проектирование вытяжной системы
Как
уже было отмечено выше удаление воздуха из рабочей зоны, т.е. вытяжку воздуха
осуществляем из-под каждой машины.
Проектирование системы вытяжки необходимо
произвести для теплого периода года, так как в этот период расход вытяжного
воздуха максимальный.
Схема вытяжной системы показана на рис.
6.1.
Общее количество магистральных линий равно
4, на двух магистралях - по 12 вытяжных отверстий, а на остальных - по 11.
Задаемся скоростью воздуха на вытяжке равной uв =5 м/с.
Расчет потерь давления ведем для одной
линии, потери давления на остальных таких же, а общие потери давления на этом
участке всасывание (от вытяжных отверстий до воздушного короба) будут равны
потерям давления на одной линии.
Пронумеровав участки, расчет начинаем
вести с наиболее удаленного, для которого потери давления минимальны.
Параллельно ему ведем расчет и для других участков сети, результаты расчета
заносим в таблицу 6.1 Расчет ведется аналогично расчету нагнетательных участков
системы воздухораспределения.
Коэффициент шероховатости материала равен
кстэ = 0,1 мм.
На участках имеются местные сопротивления:
тройники, колено (на самом дальнем участке) и внезапное расширение на входе в
воздушный короб, коэффициенты местных сопротивлений которых определяются по
[15]
Путем суммирования потерь давления на
участках магистрали, находим потери давления в узлах, результаты расчета
заносим в последнюю графу таблицы 6.1. Результаты расчета ответвлений сводим в
таблицу 6.2.
Как и в случае приточных воздуховодов,
потери давления в узлах главной магистрали больше потерь давления в
ответвлениях, подсоединенных к соответствующим узлам. Поэтому, чтобы не было
перераспределения расхода воздуха по системе, необходимо, как и в случае приточных
воздуховодов, согласовать потери давления в узлах магистрали и подсоединенных к
ним ответвлениям путем установки диафрагмы. Сводим результаты расчета в таблицу
6.3.
Расчет
участка от короба до вентилятора
Из магистральных линий воздух поступает в воздушный короб,
где происходит выравнивание потока, а затем направляется к вентилятору.
Проведем расчет этого участка.
Задаёмся скоростью движения воздуха в коробе J =2 м/с, находим площадь
сечения короба
(6.1)
Задаёмся длиной короба l = 30 м
Тогда высота короба Н будет равна
(6.2)
Ближайшее стандартное значение стороны короба по [14] Н’=1 м,
следовательно,
=30*1=30 м
.
Уточняем скорость движения воздуха в воздушном коробе
(6.3)
м/с
Потерями давления в самом коробе в виду незначительных скоростей и
ширины участка короба пренебрегаем.
Задаёмся скоростью движения воздуха на участке от короба до
вентилятора =10 м/с. Определяем эквивалентный диаметр
воздуховода по формуле (5.3), при этом проходящий через него расход воздуха
составит
м/c.
м
Принимаем ближайшее стандартное значение эквивалентного диаметра
прямоугольного воздуховода по [15]. АхВ=1400х2500 мм.
1,79 м.
Уточняем скорость движения воздуха в воздуховоде:
м/с
Определяем критерий Рейнольдса по формуле (5.8) при кинематической
вязкости воздуха из [6] 
м/c
Коэффициент аэродинамического
сопротивления по формуле Альтшуля
Общая длина участка от короба до вентилятора l=6,7 м, на участке
имеются местные сопротивления:
Значение коэффициентов местных сопротивлений принимаем по
[15]
x
=0,5, (внезапное сужение);
x
=0,44 (3 угольника);
x
=0,1. (конфузор)
Р
=180 Па (фильтр рукавный)
По формуле (5.7) и (5.10) определяем потери давления на трение и
местные сопротивления
Па
Суммарные потери давления на этом участке:
Па
Расчет
нагнетательного участка от вентилятора до разделения потоков на вытяжку и
рециркуляцию
Задаёмся скоростью воздуха на нагнетании J = 10 м/с. Определяем
эквивалентный диаметр воздуховода
м
Находим ближайшее стандартное значение диаметра по [14]
АхВ=1400х2500 мм.
м
Уточняем скорость движения воздуха
м/с
Критерий Рейнольдса по формуле (5.8)
Коэффициент аэродинамического сопротивления
Т.о, по формуле (5.7) и (5.10) получаем:
Па
На участке имеются местные сопротивления:
Значение коэффициентов местных сопротивлений принимаем по [15]
x
=0,4. (тройник)
Па
Суммарные потери давления участка от вентилятора до
разделения потоков на вытяжку и рециркуляцию
Па
Расчет
нагнетательного участка (вытяжной шахты)
Расчет ведем для условия максимального расхода воздуха, т.е.
в теплый период. Задаёмся скоростью воздуха на нагнетании J = 3 м/с. Определяем эквивалентный
диаметр воздуховода
м
Находим ближайшее стандартное значение диаметра по [14]
АхВ=4500х2240 мм.
м
Уточняем скорость движения воздуха
м/с
Критерий Рейнольдса по формуле (5.8)
Коэффициент аэродинамического сопротивления
Геометрическая длина вытяжной шахты l = 14 м. На этом участке имеются местные сопротивления диффузор и
конфузор. Значения коэффициентов местных сопротивлений по [15]
x=11,7 (тройник)
x
=2,0 (задвижка)
Т.о., по формуле (5.7) и (5.10) получаем:
Па
Па
Суммарные потери давления в вытяжной шахте:
Па
Суммарные потери давления в вытяжной системе
(6.6)
Па
6.2
Выбор и регулирование вытяжного вентилятора
По суммарным потерям давления DP
= 584,87 Па и по расходу воздуха,
проходящего через 1 кондиционер: L=80 тыс. нм3/ч
предварительно выбираем вентилятор такой же, как и приточный, а именно:
ВК-Ц4-75-16 с числом оборотов n=675 об/мин,
характеристика работы которого представлена на рис. 6.2.
Как и для выбора приточного вентилятора,
строим характеристики по точкам, представленным в таблице 6.4, а затем
корректируем характеристики вентилятора, рис. 6.2 учетом уже скорректированной
характеристики вентилятора строим характеристику совместной параллельной работы
двух вентиляторов и наносим характеристику сети суммарную на всасывании всех
магистральных вытяжных линий, рис. 6.3.
Из рисунка видно, что рабочая точка сети
точно соответствует работе вентилятора без направляющего вентилятора, поэтому
производить регулировку вентилятора не нужно.
В вытяжной системе, как и в приточной,
устанавливаем 2 вентилятора ВК-Ц4-75-16 правого и левого исполнения, с числом
оборотов n=675
об/мин без направляющего аппарата.
По рисунку 6.3. определяем коэффициент полезного действия
вентилятора при работе на данную сеть методом обратного построения. Получаем 
.
Таблица 6.4. - Расчетные точки для построения характеристика сетей
|
Наименование
сети
|
Гидравлическое
сопротивление S
|
Подача воздуха L, тыс. мэ/ч
|
Потери давления
в сети DР, кПа
|
|
Сеть на всасывании
от короба до вентилятора
|
0,4842
|
0
|
0
|
|
|
10
|
0,04842
|
|
|
15
|
0,108945
|
|
|
20
|
0,19368
|
|
|
30
|
0,43578
|
|
|
40
|
0,77472
|
|
|
45
|
0,980505
|
|
|
50
|
1,2105
|
|
|
60
|
1,74312
|
|
|
70
|
2,37258
|
|
Сеть на
нагнетании (до отделения потока на рециркуляцию)
|
|
0
|
0
|
|
|
50
|
0,11875
|
|
0,0475
|
60
|
0,171
|
|
|
70
|
0,23275
|
|
|
75
|
0,267188
|
|
|
80
|
0,304
|
|
|
90
|
0,38475
|
|
|
100
|
0,475
|
|
|
105
|
0,523688
|
|
|
120
|
0,684
|
|
Сеть на
нагнетании (вытяжная шахта)
|
|
0
|
0
|
|
|
50
|
0,34575
|
|
|
60
|
0,49788
|
|
|
70
|
0,67767
|
|
|
75
|
0,777938
|
|
|
80
|
0,88512
|
|
|
90
|
1,12023
|
|
0,1383
|
100
|
1,383
|
|
|
105
|
1,524758
|
|
|
120
|
1,99152
|
|
Сеть на
всасывании до короба (удаление с 12 машин / удаление с 11 машин)
|
|
|
0
|
|
0
|
0
|
|
|
|
5
|
|
0,0319
|
0,028753
|
|
|
|
6
|
|
0,045936
|
0,041404
|
|
|
|
7
|
|
0,062524
|
0,056355
|
|
1,276
|
1,1501
|
8
|
0,073606
|
|
|
|
10
|
|
0,1276
|
0,11501
|
|
|
|
15
|
|
0,2871
|
0,258773
|
|
|
|
20
|
|
0,5104
|
0,46004
|
|
|
|
30
|
|
1,1484
|
1,03509
|
|
|
|
40
|
|
2,0416
|
1,84016
|
1. характеристика вентилятора с углом
поворота лопаток
2. характеристика вентилятора с углом
поворота лопаток
Рисунок 6.2 - Характеристика вентилятора
ВК-Ц4-75-16 с п=540 об/мин и скорректированные характеристики сетей
Рисунок 6.3. - Характеристики вентилятора и вытяжных сетей
Рисунок 6.4. - Характеристики вентилятора и вытяжных сетей.
7.
Экономическая эффективность выбранной системы кондиционирования воздуха
Вывод
о целесообразности применения выбранной нами системы кондиционирования воздуха
можно сделать путем сравнения двух вариантов систем:
1)
С
использованием рециркуляции в холодный период года (выбранная нами система);
2)
С
использованием подогревателя 1-й ступени.
Экономия денежных средств, связанных с
эксплуатационными затратами, в системе с рециркуляцией по сравнению со 2-м
вариантом
(7.1)
где
- годовой расход теплоты в подогревателе
первой ступени, Гкал/год;
С - стоимость 1 Гкал теплоты, руб./МДж.
Годовой расход теплоты
3600 (7.2)
где
- средняя тепловая нагрузка на
воздухонагреватель 1-го подогрева, кВт;
n - продолжительность работы воздухонагревателя 1-го подогрева.
Будем считать, что воздухонагреватель 1-го подогрева работает в
течение всего отопительного периода 16 часов в сутки. Продолжительность
отопительного периода для города Костромы по [14]
Z=241cyт.
т.е. продолжительность работы воздухонагревателя 1-го подогрева в
течении года:
n = 241*16 = 3856 ч
Средняя тепловая нагрузка на воздухонагреватель 1-го
подогрева:
(7.3)
где
- расчетная тепловая нагрузка на
воздухоподогреватель 1-го подогрева, кВт;
tв -
расчетная температура воздуха в помещении,°С;
tнср - средняя температура наружного
воздуха,°С;
t'н - расчетная температура наружного воздуха,°С.
Для условий г. Костромы по [14], tнср = -4,5°C, t’н = -31°С. Из предыдущих
расчетов (ч. 1):
t'в = 37,5°C
. (7.4)
где L - расход воздуха черев
воздухоподогреватель 1 подогрева, куб. м/с;
и 
- соответственно температура воздуха на
входе и на выходе из воздухоподогревателя, °С
кВт/ч.
Тогда по формуле (7.3) получаем:
/ч
Годовой расход теплоты на воздухонагреватели 1-го подогрева
Стоимость 1 МЖж тепла С=2,1 руб./ МЖж. Следовательно, экономия
денежных средств при эксплуатации системы с рециркуляцией составит
Э1 = 8016,2*2,1 = 16833,9 тыс руб./год
Т.к. системы кондиционирования отличаются только элементами
базовой схемы (стоимость вентиляторов примерно одинаковая), во 2-ом варианте в
базовую схему входят те же самые элементы, но дополнительно включается
воздухонагреватель 1-го подогрева с обводным каналом, следовательно экономия
денежных средств за счет начальных инвестиций для системы с рециркуляцией
воздуха (1 вариант) составит
(7.5)
где К1 - стоимость воздухонагревателя
1 подогрева, руб.,
К1 - стоимость обводного канала
для воздухонагревателя 1 подогрева, руб.
i - индекс удорожания,
приведенный к текущему году.
i =24,87.
НДС - налог на добавленную стоимость
НДС=20%.
По прейскуранту цен по 1986 г.:
К1 =1165 руб., К2
=20 руб.,
где 2 - количество кондиционеров, шт.
Следовательно:
Э2 = (1165+20) * 2*24,87*1,2 =
70730,28 руб.
Полная экономия денежных средств для 1
варианта
Э=70730,28+16833*103=16903730
руб.
Ежегодные денежные поступления от данной
экономии средств
П=Э*(1-Н) (7.6)
где Н - налог на прибыль,
Н=24%
П=16903730*(1-0,24)=12846835 руб.
Чистый дисконтированный доход со ставкой
дисконта R=15%
в течении срока полезного использования воздухоподогревателя 1 подогрева Т=8
лет составит
(7.7)
Таким образом - использование рециркуляции в холодный период года
целесообразно и дает видимый эффект экономии денежных средств.
Заключение
В данной курсовой работе разработана система
кондиционирования 2 класса прядильного цеха. Спроектированы и выбраны секции
кондиционера, произведен гидравлический расчет камеры орошения и
воздухонагревателей.
Обеспечение заданной холодопроизводительности осуществляется
за счет холодильной машины с температурой охлаждаемой воды на выходе из
испарителя tохл=100С.
В курсовой работе также спроектированы системы
воздухораспределения, воздухоудаления, рециркуляции и вытяжки. Произведен выбор
и регулировка вентиляторов. В качестве приточных и вытяжных вентиляторов
используются по 2 вентилятора ВК-Ц4-75-16 без направляющего аппарата.
В качестве побудителя движения воды в камере орошения выбрано
2 насоса К290-30.
Из принятой ранее схемы кондиционера исключили
воздухонагреватель 2 подогрева, а необходимый подогрев воздуха будет осуществляться
электродоводчиками.
Произведен экономический расчет целесообразности
использования рециркуляции в холодный период года и он показал, что
рециркуляция в данном случае дает большой экономический эффект.
Библиографический список
1. Апарцев
М.М. Наладка водяных систем централизованного теплоснабжения:
Справочно-методическое пособие.-М.: Энергомашиздат, 1983. - 204 с.
2. Холодильные
машины и аппараты. Каталог ч. 1. Под ред. А.В. Быкова. - М.:ЦИНТИ химнефтемаш,
1991
. Голубков
В.Н., Романова Т.М., Пятачков Б.И. Кондиционирование воздуха, отопление,
вентиляция: Учебник для ВУЗов.-М.: Энергоатомиздат, 1982. - 23
. Промышленная
теплоэнергетика и теплотехника. Справочник / Под ред. В.А. Григорьева и В.М.
Зорина. - М.: Энергоатомиздат, 1983. - 652 с.
. Егиазаров
А.Г. Устройство и изготовление вентиляционных систем: Учебн. для СПТУ.-М.:
Высш. школа, 1980. - 292 с.
. Краснощеков
Е.А. Задачник по теплопередаче: Учебн пособие для ВУЗов.-М: Энергия, 1980. -
288 с.
. Кулагин
Ю.М., Капустина Т.И., Черкасский В.М. Учебное пособие по гидравлическому
расчету трубопроводов. - Иваново: ИЭИ, 1976-70 с.
. Монюк
В.И. и др. Справочник по наладке и эксплуатации тепловых сетей.-М: Стройиздат,
1982
. Прейскурант
№23-08-1981/68-73. Оптовые цены на оборудование для кондиционирования воздуха и
вентиляции.-М: Прейскурант, 1986, 48 с.
. Пыжов
В.К. Расчет систем воздухораспределения / Метод указания для самост. работы,
курсового и дипломного проектирования. - Иваново: ИЭИ, 1988. - 36 с.
. Руководящие
материалы по центральным кондиционерам и кондиционерам-теплоутилизаторам КТЦ 3.
Часть 1.-Харьков: 1988.
. Руководящие
материалы по центральным кондиционерам и кондиционерам-теплоутилизаторам. Часть
2. Методические указания по расчету и выбору оборудования центральных
кондиционеров КТЦ 3. Альбом 1. Методика расчета камер орошения. - Харьков:
1989. - 61 с.
. Руководящие
материалы по центральным кондиционерам и кондиционерам-теплоутилизаторам. Часть
2. Методические указания по расчету и выбору оборудования центральных
кондиционеров КТЦ 3. Альбом 2. Методика расчета воздухонагревателей. - Харьков:
1989. - 61 с
. СНиП
2.04.05-91*. Отопление, вентиляция, кондиционирование воздуха / Минстрой
России.-М.: ГПЦПП, 1994. - 66 с.
. Внутренние
санитарно-технические устройства. В 2-х ч. Ч 2. Вентиляция и кондиционирование
воздуха / В.Н. Богословский, И.А. Эльтерман и др.; под ред. И.Г. Староверова.
Изд. 3-е.-М.: Стройиздат, 1978.509 с.