Решение:

1. Принимаем расчетные параметры внутреннего воздуха, соответствующие комфортным условиям на оптимальном уровне: t_в = 25 ^оС, _в = 60 %.

2. Определяем угловой коэффициент луча вентиляционного процесса. Для этого рассчитываем избытки полной теплоты

Q_пол = 3500 + 0,278*28*(2500 + 1,8*25) = 23310 Вт.

 = 3,6*Q_пол /G_w = 3,6*23310/20 = 4195 кДж/кг.

3. Определяем температуру наружного воздуха по мокрому термометру t_м.н = 19,5 ^оС и рассчитываем начальную температуру воды, поступающей в градирню t^г_w.н

t^г_w.н = t_м.н + (t_w.т + 0,4)/Е_w = 19,5 + (2,5 + 0,4)/0,5 = 25,3 ^оС, (П.33)

где t_w.т = 2,5 ^оС - повышение температуры воды в теплообменнике; Е_w = 0,5 - коэффициент эффективности охлаждения воды в градирне (Е_w = 0,45  0,55); 0,4 ^оС - повышение температуры воды в трубопроводах на участке между центральным кондиционером и градирней.

4. Определяем конечную температуру воды, выходящей из градирни t^г_w.к

t^г_w.к = t^г_w.н - t_w.т - 0,4 = 25,3 – 2,5 – 0,4 = 22,4 ^оС. (П.34)

5. Определяем температуру воздуха на выходе из поверхностного теплообменника (первая ступень охлаждения)

t_к = t^г_w.к + t_в = 22,4 + 3,5 = 25,9 ^оС, (П.35)

где t_в – перепад температур, принимаемый равным t_в  3 ^оС.

6. Приступаем к построению процесса на h – d – диаграмме (см. рис. П.6). Из точки Н на h – d – диаграмме проводим вниз линию d_н = const до пересечения с изотермой t_к = 25 ^оС и получаем точку К. Из точки К проводим изоэнтальпу до пересечения с кривой относительной влажности  = 95 % и получаем точку О, соответствующую параметрам воздуха после испарительного охлаждения в оросительной камере (вторая ступень охлаждения). Через точку В, соответствующую параметрам внутреннего воздуха проводим луч вентиляционного процесса под углом  = 4195 кДж/кг. Из точки В опускаемся вниз на 1 ^оС, получаем точку В^', через которую проводим прямую, параллельную лучу вентиляционного процесса до пересечения с прямой ОК в точке С, соответствующей параметрам смеси воздуха, прошедшего через камеру орошения и по байпасному каналу. Из точки С проводим вверх прямую d_c = const до пересечения с лучом вентиляционного процесса в точке П, соответствующей параметрам приточного воздуха. Определяем параметры приточного воздуха. Температуру воздуха, удаляемого из верхней зоны рассчитываем по заданному значению коэффициента эффективности воздухообмена К^t_L = 1,4:

t_у = t_п + (t_в – t_п)*К^t_L = 23,2 + (25,0 – 23,2)*1,4 = 25,72 ^оС. (П.36)

На пересечении изотермы t_у с лучом вентиляционного процесса получаем точку У и определяем все необходимые параметры воздуха и определяем расчетный воздухообмен

G_п = G_у = 3,6*Q_пол/(h_у – h_п) = 3,6*23310/(56,9 – 50,5) = 13111 кг/ч.

7. Определяем расход воздуха через байпасный канал

G_б = G_п*(d_c – d_o)/(d_н – d_o) = 13111*(10,6 – 12,2)/(9,25 – 12,2) = 7111 кг/ч.

8. Принимаем коэффициент орошения в градирне ^г = 0,7 и определяем энтальпию воздуха, выходящего из градирни h_к.г

h_к.г = h_н + C_pw*( t^г_w.н - t^г_w.к )*^г =

= 52,0 + 4,19*(25,3 – 22,4)*0,7 = 60,5 кДж/кг. (П.37)

9. По значению h_к.г определяем температуру воздуха, выходящего из градирни по мокрому термометру t_м.к.г = 21,5 ^оС.

10. По эмпирической формуле рассчитываем коэффициент эффективности процесса охлаждения воздуха в градирне Е_в

Е_в = 0,98*(^г)^0,18 = 0,98*0,7^0,18 = 0,919. (П.38)

11. Из соотношения, определяющего понятие коэффициента эффективности охлаждения воздуха в градирне, определяем температуру воздуха на выходе из градирни

Е_в = 1 – (t_к.г – t_м.к.г)/(t_н – t_м.н)  t_к.г = t_м.к.г +(1 - Е_в)*( t_н – t_м.н) =

21,5 + (1 – 0,919)*(28 – 19,5) = 22,2 ^оС. (П.39)

12. Определяем холодильную нагрузку на поверхностный теплообменник центрального кондиционера Q_хол , Вт

Q_хол = 0,278*G_п*(h_н – h_к) = 0,278*13111*(52 – 47,5) = 16401 Вт.

13. Определяем расход воды через теплообменник кондиционера, а следовательно и через градирню G_w, кг/ч

G_w = 3,6* Q_хол /(С_рw*t_w.т) = 3,6*16401/(4,19*2,5) = 5636 кг/ч.

Таблица П.4. Параметры воздуха в характерных точках процесса кондиционирования

Параметр воздуха	Точка на	Значение параметра
	h–d-диаграмме	t, oC	h, кДж/кг	d, г/кг	, %
Теплый период года, прямоточная СКВ
Наружный	Н	28	52,0	9,25	39,8
После охлаждения в ПВО	К	24,8	47,5	9,25	45,7
После охлаждения в ОК	О	17,7	47,5	12,2	95,0
Смесь	С	22,1	47,5	10,6	64
Приточный	П	23,2	50,5	10,6	59
Внутренний	В	25,0	55,2	11,8	60,0
Удаляемый	У	25,72	56,9	12,1	57,7
После градирни	Кг	22,2	60,5	15,16	89

Далее производится расчет и побор основного оборудования.

Центральный кондиционер подбираем по расходу приточного воздуха из условия:

L_п  1,25L_ном  L_п = G_п/1,2 = 13111/1,2 = 10925 м³/ч.

Подбираем центральный кондиционер КТЦ3-20 с номинальной производительностью 20000 м³/ч.

Фильтровальную секцию подбираем марки ФР1-3-02 (индекс 02.21134, масса 165 кг).

Оросительную секцию подбираем по [19, табл. 5.2] и рассчитываем на режим адиабатного увлажнения воздуха (камера орошения ОКФ-3 индекс 12.01304).

1. Определяем коэффициент эффективности испарительного (адиабатного) охлаждения воздуха в камере орошения Е_а

Е_а = 1 – (t_о – t_м.к)/(t_к – t_м.к) = 1 – (17,7 – 19)/(26,6 – 19) = 0,829. (П.40)

2. По графикам на рис. 5.1 и 5.3 [19] определяем коэффициенты орошения:

- двухрядная камера, исполнение 1 -  = 1,45;

- однорядная противоточная, исполнение 1 -  = 1,02.

3. Определяем расход воды G_w, кг/ч:

- двухрядная камера, исполнение 1 G_w = G_п* = 13111*1,45 = 19010 кг/ч;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - G_w = G_п* =13111*1,02 = 13373 кг/ч.

4. Определяем расход воды через одну форсунку g_ф , кг/ч:

- двухрядная камера, исполнение 1 - g_ф = 19010/42 = 452 кг/ч;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - g_ф = 13373/24 = 557 кг/ч.

5. По графику рис. 5.4 [19] определяем давление воды перед форсунками р_ф , кПа:

- двухрядная камера, исполнение 1 - р_ф = 24 кПа;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - р_ф = 29 кПа.

6. Определяем требуемый напор насоса Н_тр, м. вод. ст.:

- двухрядная камера, исполнение 1 - Н_тр = 0,1*24 + 8 = 10,4 м. вод. ст.;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - Н_тр = 0,1*29 +8 = 10,9 м. вод. ст.

7. По каталогам фирм-производителей насосов для систем кондиционирования воздуха подбираем циркуляционный насос. В частности, по каталогу фирмы WILO подбираем для однорядной противоточной камеры орошения насос

Wilo-Stratos 80/1 – 12, с числом оборотов 900-3300 об/мин. Этот вариант более предпочтителен, по сравнению с двухрядной камерой орошения, так существенно меньше расход воды и рабочая точка достаточно точно попадает на рабочую характеристику насоса.

Воздухоохладитель рассчитывается двумя способами. В контрольной работе допускается произвести расчет одним способом.

Второй способ – проведение расчета по обычной методике. Так как при испарительном охлаждении вода имеет достаточно высокую температуру, то можно использовать те же соотношения для коэффициента теплопередачи, что и при расчете воздухонагревателей.

1. Вычисляем массовую скорость движения воздуха (v), кг/(м^2.с), во фронтальном сечении воздухонагревателя

(v) = G/(3600^.f_в) = 13111/(3600*2,07) = 1,75 кг/(м^2.с),

где f_в - площадь фронтального сечения, м², принимаемая по данным табл. 5.2 [19].

2. Определяем расход воды G_w = 5636 кг/ч.

где С_рw = 4.19 кДж/(кг^.К) - удельная теплоемкость воды.

3. Вычисляем средний арифметический температурный напор в воздухоохладителе t_ср, ^оС

t_ср = (t_н + t_к)/2 - (t_w.н + t_w.к)/2 = (28 + 24,8)/2 – (25,3 + 22,4)/2 = 2,55 ^оС.

4. Находим скорость движения воды в трубках воздухоохладителя w, м/с

w = G_w/(3600^._w^.f_w^.n_w) = 5636/(3600*1000*0,00146*1) = 1,07 м/с.

5. Рассчитываем значение коэффициента теплопередачи К, Вт/(м^2.К).

К = А^.(v)^0.49w^0.13=16,86*1,75^0,49*0,3^0,13 =18,85 Вт/(м^2.К).

6. Определяем требуемую площадь поверхности нагрева F_у, м²

F_у = Q/(K^.t_ср) = 23310/(18,85*2,55) = 485 м².

7. Рассчитываем число рядов теплообменников по ходу воздуха z_у

z_у^ = F_у/F_н = 485/37,3 = 13,01  14.

8. Определяем запас поверхности нагрева F, %

F = 100(z_у^.F_н - F_у)/F_у 100*(14*37,3 – 485)/485 = 7,67 %.

Задача №4. Для центральной СКВ, рассчитанной в задачах №1 и №2, произвести расчет холодильной машины, по результатам расчета подобрать компрессор, определить требуемую поверхность теплообмена испарителя и конденсатора с водяным охлаждением. Для тех же целей подобрать чиллер с воздушным охлаждением конденсатора и допускающий работу в режиме теплового насоса. Рассмотреть возможность использования чиллера для круглогодового тепло- и холодоснабжения УКВ.

РАСЧЕТ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ ЦЕНТРАЛЬНОГО

КОНДИЦИОНЕРА

Для снабжения холодной водой аппаратов центральных УКВ, как правило, проектируют центральные холодильные станции. Холодильные станции общей производительностью до 1,8 МВт обычно проектируют на основе двух - трех поршневых или винтовых парокомпрессионных холодильных машин одинаковой производительности [13].

Холодильные станции на хладоне-12 и хладоне-22 по взрывопожарной и пожарной безопасности относятся в соответствии со СНиП [13] к категории “Д” и к выбору места их расположения предъявляются следующие требования. Отдельные холодильные машины и холодильные станции не разрешается размещать непосредственно в жилых помещениях, на лестничных площадках и под лестницами, а также в коридорах фойе и вестибюлях, в эксплуатационных выходах зданий и сооружений. Холодильные станции производительностью 350 кВт и более и отдельные машины той же производительности не разрешается размещать в подвалах и цокольных этажах зданий (кроме жилых зданий), если над перекрытием станции исключена возможность массового постоянного или временного пребывания людей.

Высоту помещения для размещения холодильных машин принимают не менее 3,6 м, считая от выступающих частей перекрытия. Проходы между щитом управления и выступающими частями машин необходимо предусматривать не менее 1,5 м, между машинами и стеной здания - не менее 0,8 м, между машинами и колоннами - не менее 1,0 м

Системы холодоснабжения от станций с холодильной нагрузкой менее 290 кВт рассчитываются на пиковую потребность в холоде и проектируются со сборными баками, но без баков-аккумуляторов [1]. Для холодильных станций с холодильной нагрузкой от 290 кВт и более в систему холодоснабжения включаются баки-аккумуляторы, позволяющие проектировать холодильную станцию не на пиковую холодильную нагрузку, а исходя из потребности в холоде в расчетные сутки.

К основному оборудованию системы холодоснабжения СКВ относят холодильную станцию (источник холода) и емкости, выполняющие одну или несколько следующих функций:

1. выравнивают работу холодильных машин при колебаниях холодильной нагрузки;

2. воспринимают изменение объема жидкости при изменении ее температуры;

3. принимают периодические стоки из аппаратуры и трубопроводов, расположенных выше этой емкости;

4. производят аккумулирование холода, позволяющее применять холодильную станцию с меньшей часовой производительностью, чем максимальная часовая производительность в холоде.

В контрольной работе производят расчет холодильной станции на пиковую потребность в холоде без применения баков-аккумуляторов.

Исходные данные для расчета холодильной установки:

- расчетная летняя нагрузка на камеры орошения кондиционеров Q_охл = 76,62 кВт;

- конечная температура разбрызгиваемой воды, выпадающей в поддон камеры орошения и далее поступающей в испаритель парокомпрессионной холодильной машины t_w.к = 16 ^оС;

- температура холодной воды t_w.х, ^оС, поступающей из испарителя и принимаемой для машин с кожухотрубными испарителями равной 6 ^оС;

- начальная температура воды, охлаждающей конденсатор t^к_w.н, принимается на 4 ... 6 ^оС выше температуры наружного воздуха (параметры А) по мокрому термометру t^A_м.н (t^A_м.н = 20 ^оС; t^к_w.н = 20 + 5 = 25 ^оС).