Расчёт теплового баланса помещения и параметров тну.

Зимний период.

Массовый расход сухого воздуха, определённый из условия удаления избыточной влаги:

,

где d_н = d_пр = 0,0003 кг/кг, d_в = 0,0105 – влагосодержание наружного, приточного и внутреннего воздуха; W = 80 кг/ч – влаговыделение.

Объёмный расход приточного воздуха по тому же условию:

,

где _в = 1,2 кг/м³ – плотность влажного воздуха при 20 ^оС.

Объёмный расход приточного воздуха по условию трёхкратного воздухообмена:

V_в3 = 3FH = 7200 м³/ч = 2 м³/с.

Так как расход воздуха по условию кратности воздухообмена больше, то принимаем это значение в качестве расчётного.

Массовый расход сухого приточного воздуха по условию трёхкратного воздухообмена:

.

Так как расход приточного воздуха по условию удаления избыточной влаги меньше расхода воздуха, определённого из условия трёхкратного воздухообмена, то в расчёте принимаем последний.

Тепловой баланс помещения означает, что сумма входящих тепловых потоков должна быть равна сумме выходящих:

Q_об + Q_от + G_вh_пр = G_вh_в + Q_пот

где h_пр – энтальпия приточного воздуха; h_в = 46кДж/кг – энтальпия внутреннего воздуха (он же вытяжной) в помещении при заданных условиях.

Отсюда определим энтальпию приточного воздуха:

По этой энтальпии и влагосодержанию приточного воздуха определим температуру приточного воздуха (используя h –d диаграмму): t_пр = 29^оС.

Тепловая мощность воздухонагревателя в системе вентиляции должна быть равна:

Q_вен = G_в( h_пр – h_н) = 106,3 кВт

где h_н = -25кДж/кг – энтальпия наружного воздуха.

Максимальная тепловая мощность испарителя, которую можно получить от вытяжного воздуха охлаждая его до температуры t_ух = +3^оС и относительной влажности φ = 100% (при температуре кипения в испарителе ТНУ 0^оС, т.к. при отрицательной температуре кипения будет происходить инееобразование на поверхности испарителя):

Q_о = G_в( h_в – h_ух) = 2,4(46-15) = 74,4 кВт

где h_ух = 16,5кДж/кг – энтальпия охлаждённого воздуха после испарителя при температуре t_ух = +3^оС и относительной влажности φ = 100%.

Соответствующая тепловая мощность конденсатора определяется из теплового баланса ТНУ:

Q_к = Q_о + N_к = Q_о + Q_к  η_э / μ

Отсюда находим коэффициент преобразования ТНУ для соблюдения теплового баланса при рассчитанной выше тепловой мощности воздухонагревателя-конденсатора ТНУ Q_вен = Q_к = 106,3кВт:

где η_э – электрический КПД компрессора (η_э = 0,95); μ – коэффициент преобразования ТНУ.

Если коэффициент преобразования ТНУ будет выше рассчитанной величины, то необходимо будет или подключать водяной калорифер для восполнения недостающей мощности воздухонагревателя, или дополнительный источник НПИТ для испарителя. Однако и то и другое потребует дополнительных капитальных затрат.

Таким образом принимаем следующие параметры ТНУ:

• температура кипения хладоагента в испарителе:

t_о = t_ух - 3 ^оС = 0 ^оС

• температура конденсации фреона-22 в конденсаторе-воздухонагревателе:

t_к = t_пр + 11 ^оС = 40 ^оС.

• температура перегрева паров фреона-22 перед компрессором в РТО:

t₁ = t_о + 10 ^оС = 10 ^оС (принимаем).

Далее рассчитывается термодинамический цикл ТНУ, определяются удельные энергетические характеристики ТНУ, определяется расход хладоагента, уточняется коэффициент трансформации ТНУ, определяется необходимая производительность и мощность компрессора, выбирается компрессор, определяются необходимые поверхности теплообменного оборудования, выбирается оборудование.

Летний период.

Принимаем температуру приточного воздуха t_пр = 10^оС и относительную влажность φ_пр = 100% после охлаждения в испарителе ТНУ. При этих параметрах энтальпия приточного воздуха h_пр = 29кДж/кг, а влагосодержание d_пр = 0,0075кг/кг

Из теплового баланса помещения:

Q_об + Q_тпр + G_вh_пр = G_вh_в

определим расход приточного воздуха необходимый для удаления избыточной теплоты:

,

где h_пр – энтальпия приточного воздуха; h_в = 46кДж/кг – энтальпия внутреннего воздуха в помещении при заданных условиях.

Массовый расход сухого воздуха, определённый из условия удаления избыточной влаги:

,

где d_пр = 0,0075кг/кг, d_в = 0,0105 – влагосодержание приточного и внутреннего воздуха; W = 80кг/ч – влаговыделение.

Так как расход сухого воздуха, определённый из условия удаления избыточной теплоты, больше расхода приточного воздуха необходимого для удаления избыточной влаги, то для расчёта принимаем первый.

Объёмный расход приточного воздуха:

где _в = 1,15 кг/м³ – плотность влажного воздуха при 10 ^оС.

При летнем кондиционировании нужно учитывать, что только часть наружного воздуха, необходимого для обеспечения трехкратной вентиляции следует охлаждать от наружной температуры до приточной. Остальной воздух должен рециркулировать в системе.

Расход свежего воздуха при летних параметрах t_н = 30^оС, φ = 50 %, d_н = 0,013 кг/кг:

Поэтому необходимая тепловая мощность испарителя определяется по формуле:

Q_о = (G_в –G_в3)( h_в – h_пр) + G_в3( h_н – h_пр) =

= (11,2-2,27)(46-29) + 2,27(64-29) = 231,3 кВт

Соответствующая тепловая мощность конденсатора определяется из теплового баланса ТНУ:

Q_к = Q_о + N_к = Q_о + Q_к  η_э / μ

Откуда следует, что:

= кВт

где η_э – электрический КПД компрессора (η_э = 0,95); μ = 5 – коэффициент преобразования ТНУ (принимаем).

Тепловая мощность конденсатора уточняется после расчёта термодинамического цикла ТНУ.

Таким образом принимаем следующие параметры ТНУ:

• температура кипения хладоагента в испарителе:

t_о = t_пр  5 ^оС = 5 ^оС

• температура перегрева паров фреона-22 перед компрессором в РТО:

t₁ = t_о + 10 ^оС = 15 ^оС (принимаем).

Температура воздуха, охлаждающего конденсатор, определится по тепловому балансу смешивающихся потоков наружного и вытяжного воздуха. Принимаем расход сухого воздуха через конденсатор такой же, как в испарителе, в расчёте на единицу мощности:

Составляем тепловой баланс смешивающихся потоков воздуха:

(G_вк –G_в3)h_н + G_в3h_в = G_вкh_в1

и определяем отсюда энтальпию воздуха на входе в конденсатор  h_в1:

h_в1 = [(G_вк –G_в3)h_н + G_в3h_в]/ G_вк =

[(13.82 – 2.27)64 + 2,2746]/ 13,82 = 61 кДж/кг.

Аналогично определяется влагосодержание воздуха на входе в конденсатор  d_в1:

d_в1 = [(G_вк –G_в3)d_н + G_в3d_в]/ G_вк =

[(13.82 – 2.27)0.013 + 2,270.0105]/ 13,82 = 0.0126 кг/кг.

По этим параметрам и h-d диаграмме определим температуру воздуха на входе в конденсатор: t_в1 = 28,3 ^оС.

Энтальпия воздуха на выходе из конденсатора определяется из теплового баланса последнего:

h_в2 = h_в1 +Q_к/ G_вк = 61 + 285,5/13,82 = 81,7 кДж/кг.

По этой энтальпии и h-d диаграмме при d = const определим температуру воздуха после конденсатора: t_в2 = 47 ^оС.

Принимаем, что минимальная разность между температурами конденсации и охлаждающего воздуха на выходе из конденсатора составляет 5 ^оС. В этом случае температура конденсации фреона должна быть следующей:

t_к = t_в2 + 5 ^оС = 52 ^оС.

Далее рассчитывается термодинамический цикл ТНУ, определяются удельные энергетические характеристики ТНУ, определяется расход хладоагента, уточняется коэффициент трансформации ТНУ, определяется необходимая производительность и мощность компрессора, выбирается компрессор, определяются необходимые поверхности теплообменного оборудования, выбирается оборудование.