Краткое описание проектируемого объекта

Содержание

Введение

1. Краткое описание проектируемого объекта

2. Выбор и обоснование параметров внутреннего и наружного воздуха

2.1 Расчётные параметры внутреннего воздуха

2.2 Расчётные параметры наружного воздуха

3. Тепловой и влажностный баланс помещений

3.1 Расчет Потерь теплоты помещениями

3.1.1 Потери теплоты через наружные ограждения

3.2 Расчет поступлений теплоты в помещение

3.2.1 Теплопоступления от людей

3.2.2 Теплопоступления от искусственного освещения

3.2.3 Теплопоступления от солнечной радиации

3.2.4 Тепловыделения от оборудования

3.3 Определение поступлений влаги

4. Выбор центрального кондиционера

5. Подбор оборудования центрального кондиционера

6. Расчет процессов обработки воздуха и выбор доводчиков

6.1 Расчёт процессов обработки воздуха

6.2 Подбор фэнкойлов

7. Аэродинамический расчет воздуховодов

8. Холодоснабжение

8.1 Подбор регулирующего клапана

8.2 Гидравлический расчет контура тепло- и холодоснабжения фэнкойлов

8.3 Гидравлический расчет контура чиллера

9. Подбор оборудования системы холодоснабжения

9.1 Чиллер

10. Акустический расчет

11. Автоматизация СКВ

12. Определение годовых затрат энергии на эксплуатацию СКВ

Список литературы

Введение

 

Системой кондиционирования воздуха называется совокупность технических средств, служащих для приготовления, перемещения и распределения воздуха, а также автоматического регулирования его параметров. Системы кондиционирования воздуха оснащаются средствами для очистки от пыли, нагревания, охлаждения, осушения и увлажнения воздуха, автоматического регулирования его параметров, контроля и управления. В отдельных случаях системы кондиционирования осуществляют также одорацию, дезодорацию, регулирование ионного состава (ионизацию), удаление избыточной углекислоты, обогащение кислородом (регенерацию) и бактериологическую очистку воздуха. Воздух приготовляется в кондиционерах. Различают системы кондиционирования воздуха центральные и местные. Центральные системы, как правило, обслуживают несколько помещений, а местные - одно помещение или часть его. Центральные системы снабжаются извне теплом (доставляемым горячей водой, паром, газом или электричеством), холодом (доставляемым холодной водой от холодильных машин, артезианских скважин, горных рек; хладагентами или растворами солей) и электрической энергией для привода электродвигателей насосов, вентиляторов и компрессоров. Местные системы могут иметь собственные встроенные источники холода и снабжаться извне только электрической энергией для привода холодильных машин, вентиляторов и насосов и питания электрических воздухонагревателей и увлажнителей. В районах с сухим и жарким климатом применяют охлаждение воздуха за счет испарения воды (испарительное охлаждение). По давлению, создаваемому приточными вентиляторами, различают воздухоприготовительную установку - кондиционер, каналы и устройства для подачи кондиционированного и удаления отработанного воздуха и приборы автоматического регулирования, дистанционного контроля и управления. Центральные водо-воздушные системы (как правило, одноканальные) снабжаются теплом и холодом от тепловых и холодильных станций по одно-, двух-, трёх-, или четырёхтрубной системам трубопроводов. Системы кондиционирования воздуха бывают прямоточные и с частичной рециркуляцией внутреннего воздуха. В прямоточных системах осуществляется обработка и перемещение только наружного воздуха, в системах с частичной рециркуляцией (для экономии тепла в холодное время и холода в тёплое время года) обрабатывается и перемещается смесь наружного и части внутреннего воздуха, извлекаемого из обслуживаемых помещений. Необходимые температура и влажность воздуха в помещениях обеспечиваются соответственно воздухоподогревателями и аппаратами для осушки или увлажнения воздуха. В тёплое время года системы кондиционирования иногда работают совместно с системами радиационного охлаждения. Удаление и рециркуляцию отработанного воздуха, а в ряде случаев и подачу кондиционированного воздуха в конце 60-х гг. стали осуществлять через осветительные, приборы с люминесцентными лампами. При этом выделяемое ими тепло используется для подогревания воздуха. Одноканальные системы выполняются с центральным качественным регулированием, с центральным или местным количественным регулированием, с местными или зональными доводчиками. В многоэтажных административных и гостиничных зданиях получают распространение одноканальные системы среднего давления с подоконными местными эжекционными кондиционерами-доводчиками. Применение этих систем позволяет экономить тепло и холод за счёт рециркуляции внутреннего воздуха в пределах одного помещения, не прибегая к устройству центральной рециркуляции и, следовательно, - к прокладке рециркуляционных воздуховодов.

Перспективны двухканальные системы, в которых по одному из каналов подаётся холодный воздух, а по другому - тёплый; в каждом помещении или вблизи него по команде терморегулятора в специальной смесительной коробке холодный и тёплый воздух смешивается в необходимой пропорции, и смесь с требуемой температурой вводится в помещение.

кондиционирование воздух холодоснабжение строительный

Теплопоступления от людей

складываются из отдачи явной и скрытой теплоты и зависят от тяжести выполняемой работы, температуры и скорости движения воздуха, а также от теплозащитных свойств одежды. Обычно в расчетах используют табличные данные, приведенные в справочной и методической литературе табл. П.20 [10].

 

Q_люд = q ∙ n_м + 0,85 ∙ q ∙ n_ж + 0,75∙ q ∙ n_д, где

 

q - выделения тепла одним взрослым мужчиной, Вт/чел, принимаемые по данным табл. П.20 [10];

n_м, n_ж, n_{д -} соответственно число взрослых мужчин, женщин и детей в помещении

Воздухоохладительная секция

JV 6E; В = 1910 мм; Н = 1750 мм; L = 400 мм; потери давления Δ р_зап = 15 Па.

Секция увлажнения - для холодного периода года подбирают оросительную камеру, работающую в режиме адиабатного увлажнения, определяют (по возможности) расход воды, потери давления в форсунках и коммуникациях, аэродинамическое сопротивление камеры. KO 6E; В = 1910 мм; Н = 1750 мм; L = 750 мм; Δ р_ОК = 150 Па.

Воздухонагревательная секция - проектом не предусматривается.

Секция глушения шума - подбирают после выполнения акустического расчета и определяют аэродинамическое сопротивление: шумоглушительная секция VA 1500+700; В = 1910 мм; Н = 1750 мм; L = 1500+750 мм; Δ р_ШГ =100 Па.

Вентиляторная секция - суммируя потери давления в вентиляционной сети и секциях центрального кондиционера, определяют суммарные потери давления в системе Δ р_сист, Па:

 

Δ р_сист = Δ р_сеть + Δ р_{зап .} + Δ р_Ф + Δ р_ВО + Δ р_ОК + Δ р_ШГ = 332 + 15 + 180 + 15 + 150 + 100 = 800 ПаПо известному напору 1,1Δ р_сист = 870 Па и известному суммарному расходу воздуха 1,1 L _{н. сум} = 3 м³/с подбираем вентиляторную секцию PU 355:

L_w = 95 дБ, n = 1500 мин^-1, η = 63%, ΔР_t = 900 Па, N = 5 кВт;

В = 1910 мм; Н = 1750 мм; L = 1400 мм.

Теплый период года

Рассмотрим процесс независимой обработки наружного воздуха в центральном кондиционере и рециркуляционного воздуха в фэнкойле.

Для одного помещения (учебные мастерские) выполняем расчет процесса обработки воздуха в ХП и ТП и подбираем фэнкойл.

Процесс обработки воздуха выполняем по прямоточной схеме для ХП и ТП года.

.   Наносят на h - d -диаграмму точки Н (t, h) и В (t, φ), характеризующие состояние наружного и внутреннего воздуха.

2. Определяют минимально возможное значение влагосодержания приточного воздуха из условия реализации процесса охлаждения наружного воздуха в поверхностном воздухоохладителе центрального кондиционера. Для этого определяют предельную температуру на поверхности воздухораспределителя центрального кондиционера t_{f :}

_f = t_{w. x} + (3 ÷ 5)°С, где

 

t_{w. x -} начальная температура холодной воды, поступающей в поверхностный водоохладитель от чиллера; t_{w. x} = 7°С.

_f = 7 + 4 = 11°С.

 

На пересечении изотермы t_f с линией насыщения получаем точку F и проводим луч H-F, соответствующий процессу охлаждения и осушения воздуха в ПВО.

На основе рекомендаций О.Я. Кокорина определяем конечную относительную влажность воздуха на выходе из ПВО, которая зависит от относительной влажности наружного воздуха:

 

φ_о = 92% при 45% ≤ φ_н < 70%.

 

На пересечении луча H-F с кривой φ₀ получаем точку О, соответствующую параметрам воздуха на выходе из ПВО.

.   Определяют минимальную температуру приточного воздуха в центральном кондиционере, учитывая подогрев воздуха в приточном вентиляторе. Для этого из точки О проводят линию постоянного влагосодержания и на пересечении этой линии с изотермой t _п = t _о +1 получают точку П, характеризующую состояние приточного воздуха., определяют температуру приточного воздуха, поступающего от ЦК:

_п ^ц = t_о + 1 = 13,4 + 1 = 14,4°С

 

.   Определяют расход рециркуляционного воздуха через фэнкойл G _рец, кг/ч, из условия ассимиляции избытков явной теплоты. При этом задаются температурой приточного воздуха, подаваемого фэнкойлом t _п ^{м :} в первом приближении принимают t _п ^м = 14°С.

 

,

 

где Δ Q _{яв -} избытки явной теплоты в помещении, Вт; G _{н -} расход наружного воздуха, подаваемого центральным кондиционером, кг/ч (определяют по данным таблицы 6 с пересчетом в массовые единицы: G_н = ρ∙ l ₁ ∙ n ₁ = 1,2∙1500 =1800 кг/ч); t _у, t _п ^ц _- температура соответственно удаляемого и приточного воздуха, подаваемого центральным кондиционером, ^оС; t _в, t _п ^{м -} температура соответственно внутреннего воздуха в ОЗ и приточного, подаваемого фэнкойлом, ^оС; с_р = 1,005 кДж/ (кг∙К) - удельная изобарная теплоемкость воздуха

В помещениях жилых и общественных зданий температура удаляемого воздуха ориентировочно может быть определена по формуле:

_у = t_в + grad t· (H - 2) = 25,0 + 1· (3,2 - 2) = 26,2°С

 

где grad t - градиент температуры по высоте помещения выше обслуживаемой зоны, К/м: при теплонапряженности помещения более 23 Вт/м³ grad t = 0,8 - 1,5 (меньшее значение принимается для холодного периода года, большее - для теплого); Н - высота помещения, м.

По ориентировочному расходу рециркуляционного воздуха G _рец подбирают типоразмер фэнкойла так, чтобы при максимальной скорости вращения вентилятора выполнялось условие: G_рец ≤ G_ф^макс.

 

м³/ч

 

По  определяем ближайший типоразмер фэнкойла.

По  определяем ближайший типоразмер фэнкойла.

Принимаем к установке 3 фэнкойла моделей Laser типоразмер 1 (110):

Холодопроизводительность - 1030 Вт.

 

L_р = 534 ≤ L^max_ф = 241,2∙3 = 723,6 м³/ч

 

Принимаем кг/ч,

где G^max_ф - номинальный расход воздуха, подаваемого фэнкойлом при максимальной частоте вращения.

Уточняем температуру приточного воздуха, подаваемого фэнкойлом t _п ^м:

 

5. Определяют способность ассимилировать влагу, выделяющуюся в помещении, приточным воздухом, подаваемым центральным кондиционером. Для этого определяют влагосодержание внутреннего воздуха из условия ассимиляции избытков влаги приточным воздухом:

 

 г/кг.

 

Так как, полученное значение влагосодержания внутреннего воздуха меньше максимально возможного влагосодержания воздуха в помещении d _в < d _в ^макс (10 < 11,85), определенного в верхней точке области оптимальных параметров, то уточняют положение точки В, характеризующей состояние внутреннего воздуха в помещении, и определяют параметры воздуха в этой точке - относительную влажность φ_в и энтальпию h _в.

По значениям t _п ^м и d _в наносят точку Пм, характеризующую состояние рециркуляционного воздуха после охлаждения в фэнкойле.

.   Определим холодильную нагрузку на ПВО ЦК и фэнкойл.

_х^ц_i = 0,278∙ G_н∙ ( h_н - h_о ) = 0,278∙1800∙ (62 - 35,8) = 13110 Вт _х^м_i = 0,278∙ G_ф^max∙ ( h_в - h_п^м ) = 0,278∙868,3∙ (50,6 - 42,1) = 2052 Вт

 

Таблица 6.1 Параметры воздуха в ТП

Параметры	Значения параметров
	t,°С	h, кДж/кг	d, кг/г	φ, %
Н	28,6	62	13	53
В	25	50,6	10	60
F	11	31,8	8,1	100
О	13,4	35,8	8,8	92
Пц	14,4	36,9	8,8	86
Пм	16,9	42,1	10	84

 

Холодный период года

1. Наносят на h - d -диаграмму точки Н и В, характеризующие состояние наружного и внутреннего воздуха в расчетном режиме.

2. Вычисляют влагосодержание приточного воздуха, подаваемого центральным кондиционером из условия ассимиляции избытков влаги Δ G_w в помещении:

 

 г/кг.

 

Таблица 6.2 Параметры воздуха в ХП

Параметры	Значения параметров
	t,°С	h, кДж/кг	d, кг/г	φ, %
Н	-18	-16,3	0,8	85
В	19	29,5	4,1	30
О	0	8,5	3,35	90
Т	6,5	8,5	0,8	13
Пц	18	26,8	3,35	26
Пм	27,8	38,1	4,1	18

 

.   На пересечении линии d _п ^ц = const с кривой φ_о = 90-95% получают точку О, характеризующую состояние воздуха на выходе из оросительной камеры центрального кондиционера. Через точку О проводят луч процесса адиабатного увлажнения h_o = const и на пересечении с лучом процесса подогрева наружного воздуха в воздухоподогревателях первой ступени d_н = const, получают точку Т, характеризующую состояние воздуха после первого подогрева.

4. В холодный период года необходимо решить вопрос о распределении тепловой нагрузки между центральным кондиционером и фэнкойлом. В первом приближении можно принять температуру приточного воздуха, поступающего от центрального кондиционера t _п, равной или близкой температуре воздуха в помещении t _в. В этом случае вся отопительная нагрузка будет возлагаться на фэнкойлы. При этом необходимо сопоставить теплопроизводительность фэнкойлов при максимальной скорости вентилятора (2521 Вт) и теплопотери помещения (-1650 Вт). Принимаем t _п = 18°С и из уравнения воздушно-теплового баланса по явной теплоте рассчитываем температуру приточного воздуха, подаваемого фэнкойлом:

 

 

5. На пересечении линии постоянного влагосодержания внутреннего воздуха d _в = const с изотермой приточного воздуха t _п ^м получают точку Пм, характеризующую состояние воздуха после нагревания в фэнкойле, а на пересечении линии d _п ^ц = const с изотермой приточного воздуха t _п ^ц, получаем точку Пц, характеризующую состояние приточного воздуха, подаваемого центральным кондиционером.

6. На основе построения процесса обработки воздуха в холодный период года определяют расходы теплоты в воздухонагревателях:

на первый подогрев в центральном кондиционере

_т.1 ^ц = 0,278 G_н (h_т - h_н) = 0,278∙21260∙1,2∙ (8,5 - (-16,3)) =175 890 Вт

 

на второй подогрев в центральном кондиционере

_{т .2} ^ц = 0,278 G_н (h_п^ц - h_о) = 0,278∙21260∙1,2∙ (26,8 - 8,5) = 129 790 Вт

 

на подогрев в местном доводчике (фэнкойле)

_т. ^м _i = 0,278 G_ф^макс (h_п^м - h_в) = 0,278∙868,3∙ (38,1 - 29,5) = 2 076 Вт

 

Суммарные затраты теплоты и холода вычисляют по формулам

расход холода в центральном кондиционере

_х ^ц = 0,278 G_н (h_н - h_о) = 0,278∙21260∙1,2∙ (-16,3 - 8,5) = - 125 890 Вт

 

расход холода в фэнкойлах Q_х^м = ∑Q_х^м_i

расход теплоты на подогрев в фэнкойлах Q_т^м = ∑ Q_т^м_i

 

Подбор фэнкойлов

 

№ пом-я	Параметры
	Gр, кг/ч	Lр, м^3/ч	типоразмер фэнкойла	Lф^max, м^3/ч	кол-во фэнкойлов	Σ Lф, м^3/ч	Qх^м, кВт	Qт^м, кВт
1	236	196	Laser 110	241,2	1	241,2	0,76
2	605	504	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
3	24	20	Laser 110	241,2	1	241,2	0,76
4	844	703	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
5	306	255	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
6	640	534	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
7	546	455	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
8	309	257	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
9	300	250	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
10	663	552	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
11	226	188	Laser 110	241,2	1	241,2	0,76
12	242	201	Laser 110	241,2	1	241,2	0,76
13	363	302	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
14	363	302	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
15	745	621	Laser 112	331,2	2	662,4	0,934
16	357	298	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
17	528	440	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
18	320	266	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
19	596	497	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
20	4010	3342	Laser 114	410,4	9	3693,6	1,357
21	405	337	Laser 114	410,4	1	410,4	1,357
22	405	337	Laser 114	410,4	1	410,4	1,357
23	405	337	Laser 114	410,4	1	410,4	1,357
24	774	648	Laser 112	331,2	2	662,4	0,934
25	753	627	Laser 112	331,2	2	662,4	0,934
26	416	346	Laser 114	410,4	1	410,4	1,357
27	306	255	Laser 112	331,2	1	331,2	0,934
28	560	467	Laser 110	241,2	3	723,6	0,76
Σ							51,99

 

Холодоснабжение

 

В курсовой работе проектируют центральную систему холодоснабжения фэнкойлов и воздухоохладителей центрального кондиционера. Холодная вода для фэнкойлов приготавливается в пластинчатом теплообменнике ТО2, а для центрального кондиционера - ТО1.

После прокладки магистралей и определения места расположения приборов и стояков составляют аксонометрическую схему системы тепло - и холодоснабжения. В ней указываются приборы (прямоугольники одинаковой величины), все трубопроводы, обозначаются стояки системы, указывается холодопроизводительность стояков, указываются отметки осей трубопроводов, показывается запорно-регулирующая арматура.

На участках схемы, подлежащих гидравлическому расчету, указывают номер, длину участка, его холодопроизводительность и диаметр трубопровода (по условному проходу). На остальных участках схемы наносится только диаметр, который определяется приближенно по величине холодопроизводительности (расходу холодоносителя). В общую расчетную схему должен быть включен ввод с подводящими магистралями, оборудованием, приборами и запорно-регулирующей арматурой.

Чиллер

 

В курсовой работе рекомендуется применять чиллеры с воздушным охлаждением конденсатора и осевым вентилятором. Систему холодоснабжения следует проектировать, как правило, из двух или большего числа установок холодоснабжения; допускается проектировать одну машину или установку охлаждения с регулируемой мощностью.

Чиллер подбирают по суммарной холодильной нагрузке на центральный кондиционер Q _х ^ц и местные доводчики - фэнкойлы Q _х ^м. Принимая к установке два чиллера одинаковой холодопроизводительности, определяют его номинальную холодопроизводительность по каталожным данным при работе на воде.

Q _х ^м = 51,99 кВт; Q _х ^ц = 125,89 кВт

∑ Q _х ^ч = 177,88/2 = 89 кВт

 

Чиллер подбирают, обеспечивая выполнение условия:

 

,

 

где f_Qx =0,935 - поправка на холодопроизводительность при работе на водных растворах этиленгликоля.

Примем к установке 2 чиллера 30DQ типоразмера 036; АхВхН=1388×2168×2262 мм; при температуре наружного воздуха t _н = 28,6ºC:

_х= 100,7 кВт; N_к = 30,8 кВт.

 - условие выполняется.

 

После выбора типоразмера чиллера определяют характеристики, необходимые для дальнейшего проектирования системы холодоснабжения.

Расход чистой воды через испаритель чиллера G_{w . x}, кг/с:

_{w. x} = Q_х^ч / [ c_w (t_{w. к} - t_{w. н})] =61,7/ [4,187 (12 - 7)] = 2,95 кг/с,

 

где c_w = 4,187 кДж. (кг∙К) - удельная теплоемкость воды;

(t_{w . к} - t_{w . н}) - разность температуры, ^оС.

Потери давления в испарителе чиллера Δ р _w ^ч определяют по графикам, представленным в каталогах, для соответствующего типоразмера чиллера. Если в контуре используется раствор этиленгликоля, то снятую с графика величину корректируют

 

Δ р_х^ч = f _Δp ∙ Δ р_w^ч = 1,481∙35 = 51,8 кПа,

 

где f _Δp =1,481 - поправка на перепад давления.

Гидромодуль

Чиллеры 30DQ комплектуются отдельным гидромодулем "Гидроник", технические данные которого представлены в приложении табл. П.10. Примем к установке гидромодуль "Гидроник" типоразмера 036;

 

АхВхН=2150×1370×800 мм.

 

Номинальный расход, л/с	3,73
Рабочее давление*, кПа	112
Сухой вес агрегата, кг	350
Бак-аккумулятор, л	300
Расширительный бак, л	35
Объем воды в контуре, л	337

 

Расширительный бак

Полезный объем закрытого расширительного бака определяют по формуле

 

 

где Δ V - приращение объема жидкости в системе, м³, определяемое как

 

Δ V = βΔ tV_c,

 

где Δ t - изменение температуры воды в системе от минимального до максимального значения, ^оС; β - среднее значение коэффициента объемного расширения тепло-холодоносителя в контуре, К^{-1 (}для воды β = 0,0006 К^-1). Для незамерзающих жидкостей β определяют по справочным данным в зависимости от концентрации.

При работе системы только в режиме охлаждения минимальная температура принимается равной +4 ^оС, максимальная - равной температуре окружающего воздуха 25 - 30°С.

V_c - объем тепло-холодоносителя в системе, определяется суммированием объема тепло-холодоносителя в отдельных элементах системы или по укрупненным измерителям, м³.

p _{мин -} абсолютное минимальное давление в расширительном баке, кПа. Определяется в зависимости от взаимного расположения бака и потребителей. Если бак располагается ниже конечного потребителя, то величина p _мин определяется по формуле

_мин = р_а +10^-3ρ_ж gh + p_зап,

 

где р_{а -} атмосферное давление (р_а = 100 кПа); ρ_{ж -} плотность жидкости при минимальной температуре, кг/м³; h - расстояние по вертикали между уровнем жидкости в расширительном баке и верхней точкой системы, м; p _{зап -} запас по давлению (p _зап = 5 - 10 кПа). Если бак расположен выше конечного потребителя, то p _мин = 150 кПа.

p _{макс -} абсолютное максимальное давление воды в баке, кПа, определяется по формуле

_макс = р_а + р_раб - (Δ р_н ± 10^-3ρ_ж gh ₁),

 

где р_{раб -} рабочее давление допустимое для элементов системы тепло-холодоснабжения в низшей её точке, кПа (принимается наименьшее рабочее давление для всех элементов сети, например, для разборного пластинчатого теплообменника ALFA LAVAL - 500 кПа); Δ р_н - давление, развиваемое насосом, кПа; h _{1 -} расстояние по вертикали от уровня установки насоса до уровня жидкости в расширительном баке, плюс принимают, когда уровень жидкости в баке расположен выше насоса, м.

p _{пр -} абсолютное давление в баке до его подключения к системе, кПа (обычно, насосные станции поставляются при давлении в расширительном баке p _пр = 150 кПа).

Бак подбирается по объему и предварительному давлению настройки бака. Давление предварительной настройки - исходное давление азота в буферной емкости обеспечивает оптимальное положение мембраны после заполнения системы жидкостью и компенсацию уменьшения объема при снижении температуры жидкости ниже температуры заправки.

Предохранительный клапан, устанавливаемый вместе с расширительным баком, подбирается на максимальное давление в системе.

В курсовой работе необходимо подобрать расширительный бак для контура фэнкойлов, проверить достаточность объема расширительного бака в насосной станции и подобрать расширительный бак для контура холодоснабжения воздухоохладителей центрального кондиционера.

·   РБ контура тепло-холодоснабжения фэнкойлов

Приращение объема жидкости в системе:

 

Δ V = βΔ tV_c = 0,0006∙5∙0,302 = 0,00091 м³

p _мин = р_а +10^-3ρ_ж gh + p _зап = 100 + 1000∙9,8∙5,5/1000 + 10 = 163,9 кПа

p _макс = р_а + р_раб - (Δ р_н ± 10^-3ρ_ж gh ₁) = 100 + 500 - (58 + 1000∙9,8∙1/1000) = 532,2 кПа

м^{3 -} примем бак на 1,5 литра.

 

·   РБ контура воздухоохладителей центрального кондиционера

Приращение объема жидкости в системе:

 

Δ V = βΔ tV_c = 0,0060∙ (35-4) ∙0,086 = 0,0016 м³

p _мин = р_а +10^-3ρ_ж gh + p _зап = 100 + 1080∙9,8∙1,0/1000 + 10 = 120,6 кПа

p _макс = р_а + р_раб - (Δ р_н ± 10^-3ρ_ж gh ₁) = 100 + 500 - (83 + 1080∙9,8∙0,8/1000) = 508,5 кПа

м^{3 -} примем бак на 17 литров.

 

·   РБ контура чиллера

Приращение объема жидкости в системе:

 

Δ V = βΔ tV_c = 0,0060∙ (35-4) ∙0,1262 = 0,0235 м³

p _мин = р_а +10^-3ρ_ж gh + p _зап = 100 + 1080∙9,8∙1,0/1000 + 10 = 120,6 кПа

p _макс = р_а + р_раб - (Δ р_н ± 10^-3ρ_ж gh ₁) = 100 + 500 - (51,8 + 1080∙9,8∙0,3/1000) = 545 кПа

м^{3 -} бака гидромодуля на 35 л достаточно.

Бак - аккумулятор

Необходимо проверить достаточность объема бака-аккумулятора в составе насосной станции.

Потребный объем бака-аккумулятора V _АБ, л, когда время задержки компрессора составляет 6 мин, а допустимое отклонение температуры ±1,5°С, может быть приближенно определен по формуле

 

л

 

где Q _х ^{ч. макс} = 201,4 кВт - максимальная мощность чиллера; V _пом = 3756 м³ - объем кондиционируемых помещений; V_c =337 л - объем воды в системе (в контуре чиллера); Z - количество контуров или ступеней мощности компрессора.

 

л

 

бака-аккумулятора гидромодуля на 300 л достаточно.

Акустический расчет

 

В курсовой работе необходимо выполнить акустический расчет приточной установки центрального кондиционера, определить суммарные октавные уровни звукового давления в расчетной точке помещения с учетом работы фэнкойла и вытяжной установки и, при необходимости, подобрать глушитель.

Уровень звукового давления, создаваемого вытяжной установкой, в курсовой работе, допускается принимать равным звуковому давлению от приточной установки.

Октавные уровни звукового давления, создаваемые в расчетной точке источником шума (фэнкойлом) определяют по формуле:

 

 

где r - расстояние от источника шума до расчетной точки, м;

Φ = 2 - фактор направленности (источник в двухгранном углу, образованном ограждающими конструкциями);

B - постоянная помещения, м²;

n - количество источников шума одной системы в помещении.

В октавных полосах частот постоянную помещения B определяют по формуле:

B = B ₁₀₀₀μ

где B _{1000 -} постоянная помещения на среднегеометрической частоте 1000 Гц, определяемая по формуле:

₁₀₀₀ = 0,163 V / T

 

где V - объем помещения, м³;

Т - время отражения звука, характеризует звукопоглощающую способность внутренних ограждений в помещении;

μ - частотный множитель.

Суммарный уровень звукового давления определяют по парным сложением уровней, начиная от меньшего к большему.

Выбираем расчетную ветвь - наиболее короткую от источника шума до обслуживаемого помещения (№10 - кабинет проектирования).

По СниП 23-03-2003 "Защита от шума" выписываем допустимые уровни звукового давления в каждой октавной полосе L_доп, снижая табличные значения на 5 дБ ("Классные помещения, учебные кабинеты, аудитории учебных заведений, конференц-залы, читальные залы библиотек").

Результаты расчета приведены в табл.10.

 

Таблица 10. Акустический расчёт УКВ

№

Определяемая величина

Источник

Значения величин, дБ, в октавной полосе