Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
Данная работа является продолжением курсовой работы «Кондиционирование воздуха в ткацком цехе» по дисциплине «Энергетические системы обеспечения жизнедеятельности человека». В данной части работы выполняем проектирование секций кондиционера, систем воздухораспределения, выбор вспомогательного оборудования кондиционера, побудителей движения, теплоносителей и регулировке вентиляторов.
В качестве исходных данных для проектирования используем проанализированные результаты расчета первой части.
Таблица 1 – Расчетные параметры наружного воздуха [1]
|
Наименование населенного пункта |
Расчетная географическая широта, °с.ш. |
Барометрическое давление, гПа |
Период года |
Температура воздуха, °С |
Удельная энталь-пия, кДж/кг |
Относительная влажность, % |
Скорость ветра, м/с |
Среднесуточная амплитуда температур, °С |
|
Кострома |
58 |
995 |
Теплый |
25,4 |
54 |
- |
4,2 |
9,9 |
|
Холодный |
-31 |
- |
81 |
5,8 |
6,5 |
В настоящее время нормативными документами предусматривается переход на отопительный период осуществлять при преобладающей температуре наружного воздуха в течение трех дней [1].
Теплый период:
Точка ВТ характеризует параметры воздуха в рабочей зоне в теплый период года:
– температура воздуха; кДж/кг – энтальпия воздуха;
– влагосодержание воздуха; % – относительная влажность воздуха.
Точка ОТ характеризует параметры приточного воздуха в теплый период года. В нашем случае точка ОТ совпадает с точкой КТ, характеризующей параметры воздуха на выходе из камеры орошения:
, кДж/кг, , %.
Точка НТ характеризует параметры наружного воздуха в теплый период года:
, кДж/кг, , %.
Процессы обработки воздуха:
процесс НТ-ОТ – политропный процесс в камере орошения.
процесс ОТ-ВТ – процесс ассимиляции воздухом вредностей в помещении.
Холодный период (рабочее время):
Точка ВХ характеризует параметры воздуха в рабочей зоне в холодный период года:
кДж/кг, , %.
Точка ОХ характеризует параметры приточного воздуха в холодный период года.
, кДж/кг, , %.
Точка НХ характеризует параметры наружного воздуха в холодный период года:
, кДж/кг, , %.
Точка характеризует параметры смеси в холодный период года.
, кДж/кг, , %.
Точка характеризует параметры на выходе из камеры орошения холодный период года.
, кДж/кг, , %.
Процессы обработки воздуха:
процесс НХ-СХ – смешение наружного и рециркуляционного воздуха в приёмной камере;
процесс СХ-КХ – адиабатный процесс обработки воздуха в камере орошения;
процесс КХ-ОХ – процесс нагрева воздуха в подогревателе второй ступени;
процесс ОХ-ВХ – процесс ассимиляции воздухом вредностей в помещении.
Холодный период (нерабочее время):
Точка ВХ характеризует параметры воздуха в рабочей зоне в холодный период года:
кДж/кг, , %.
Точка ОХ характеризует параметры приточного воздуха в холодный период года.
, кДж/кг, , %.
Процесс обработки воздуха:
процесс ОХ-ВХ – процесс ассимиляции воздухом вредностей в помещении.
В проектируемой системе кондиционирования воздуха принят качественный способ регулирования, теплоноситель принятый для целей кондиционирования – вода, позволяет это осуществить. Для подачи воздуха в количестве м3/ч установлены 2 центральных кондиционера типа КТЦ3-63 с производительностью 63 тыс.м3/ч. Для обеспечения требуемого воздухообмена выбрано 100 воздухораспределителей типа ПРМП.
Выбранная система кондиционирования воздуха не работает в теплый период года в нерабочее время, так как баланс по вредности равен нулю. В холодный период года СКВ используется круглосуточно. В холодный период года в рабочее время применена рециркуляция воздуха из помещения в целях снижения затрат по теплоте в подогревателе первой ступени. В результате расчетов была принята схема воздухообмена «сверху-вниз».
Задачей данной работы является проектирование секций кондиционера: фильтров, воздухонагревателей, секций орошения; проектирование систем воздухораспределения, выбор вспомогательного оборудования кондиционера, побудителей движения, теплоносителей и регулировка вентиляторов.
Рисунок 1 – Построение процессов обработки воздуха в h-d диаграмме
1 Выбор источников тепло- и холодоснабжения
1.1 Выбор источников теплоснабжения
В качестве источника теплоснабжения в большинстве случаев используется ТЭЦ с двухтрубной закрытой (для горячего водоснабжения (ГВС)) системой теплоснабжения [2]. В большинстве регионов центра России, принят график качественного регулирования () со срезкой графика при температуре 120 °С (для обеспечения работоспособности добавок, снижающих коррозию внутренней поверхности труб, и повышения срока службы пенополиуретановой тепловой изоляции) и «изломом» графика качественного регулирования (для обеспечения работы закрытой системы ГВС) при температуре в подающем трубопроводе
Следует отметить, что как «излом», так и «срезка» температурного графика качественного регулирования параметров теплоносителя в подающем и обратном трубопроводе может привести к нарушению режима теплоснабжения и надежности работы воздухонагревателей, особенно при отрицательных температурах наружного воздуха. Это необходимо проверить при проектировании и выборе поверхностных воздухонагревателей.
Теплоснабжение поверхностных воздухонагревателей второй ступени допускается осуществлять от источника теплоснабжения с постоянными параметрами теплоносителя. Для этой цели возможно использование теплоносителя, подаваемого на горячее водоснабжение или осуществление теплоснабжение от источников с постоянной температурой горячей воды (например, автономных источников теплоснабжения) [2].
Необходимо иметь в виду, что при проектировании источников теплоснабжения СКВ применение графика качественного регулирования со «срезкой» в настоящее время не рекомендуется [2].
1.2 Холодоснабжение поверхностных воздухоохладителей и секций орошения
Для холодоснабжения поверхностных воздухоохладителей и секций орошения центральных СКВ следует применять охла жденную воду [4, 5].
Необходимо выбирать холодильные машины «высокотем пературного» холода и исключать применение хладагентов, оказывающих отрицательное воздействие на озоновый слой Земли, вызывающих «парниковый» эффект и способных вы звать токсичное воздействие на воздух [8].
При холодильной нагрузке Qсо менее 150 кВт целесообразно применение децентрализованных (автономных) систем холодоснабжения [6].
2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СЕКЦИЙ КОНДИЦИОНЕРА
2.1 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВОЗДУХОНАГРЕВАТЕЛЯ ПЕРВОГО ПОДОГРЕВА
2.1.1 Общие положения
В курсовой работе, при обработке воздуха в холодном периоде года за счет применения рециркуляции ис ключена обработка воздуха в воздухонагревателе первой сту пени. Для экономической оценки эффективности применения ре циркуляции по сравнению с прямоточным режимом (обработка только наружного воздуха) и изучения порядка проектирования поверхностных воздухонагревателей в этом подразделе рас сматривается нагрев наружного воздуха в поверхностном возду хонагревателе первой ступени для прямоточной СКВ.
Воздухонагреватели первой ступени должны иметь воз можность передавать нагреваемому воздуху различное количе ство теплоты, которая зависит от изменяющейся температуры наружного воздуха.
Таким образом, необходимо принимать такие конструктив ные решения поверхностных воздухонагревателей и алгоритмы их выбора, чтобы быть уверенным в передаче нужного количества теплоты для получения требуемых параметров воздуха на выходе из воздухонагревателя с обеспечением надежности его работы (исключение замерзания теплоносителя).
Указанным требованиям соответствуют поверхностные воз духонагреватели ВН и ВНО типовых центральных кондиционе ров КТЦ3, проектируемые по алгоритму [4].
Расчет подогревателей ведется по методике, изложенной в [4].
2.1.2 Построение температурного графика
Источником теплоснабжения является сетевая вода с температурным графиком . Расчетные данные для построения графика принимаем по [3]. Они представлены в таблице 2.1 для расчетной температуры наружного воздуха в холодный период.
Таблица 2.1 – Расчетные данные для построения температурного графика для температуры
|
tн, оС |
+10 |
+5 |
0 |
-5 |
-10 |
-15 |
-20 |
-25 |
-31 |
|
τ01, оС |
45,3 |
59,7 |
73,8 |
87,3 |
100,9 |
114,1 |
127,0 |
139,9 |
150,0 |
|
τ02, оС |
31,5 |
37,6 |
43,1 |
48,3 |
53,2 |
57,8 |
62,4 |
66,6 |
70,0 |
Рисунок 2.1 – Температурный график с «изломом» при температуре 70 °С (для закрытой ГВС) и «срезкой» при температуре 120 °С.
Обеспечить параметры воды согласно температурному графику при невозможно в следствии того, что применяемые изоляционные материалы не рассчитаны на такую температуру в подающей линии, вынуждены делать «срезку» температуры теплоносителя на , сохраняя одинаковым перепад температур. Так же учитываем точку излома температурного графика при .
2.1.3 Определение относительных перепадов температур
Проектирование воздухонагревателя первого подогрева выполняется для шести расчетных режимов: два режима при температуре наружного воздуха (со «срезкой» на и без нее), по одному режиму при температурах наружного воздуха (температура окончания срезки и температура точки излома) и две промежуточные температуры в срезке и после точки излома.
Температуры наружного воздуха на выходе из воздухонагревателя в каждом расчетном режиме определены с помощью h-d диаграммы, в которой строятся процессы нагрева воздуха от температуры до адиабатного процесса обработки воздуха в секции орошения (линия = const). Для построения точек Нiх, в отличии от [4], принято не влагосодержание 11,5 г/кг с.в., а относительная влажность %, соответствующая расчетной относительной влажности в холодный период года.
Параметры воздуха и жидкости на входе и выходе из воздухонагревателя приведены в таблице 2.2.
Таблица 2.2 – Параметры воздушной и водяной сред для расчета.
|
Режим |
, |
, |
, |
, |
|
1 |
-31 |
37,5 |
150 |
70 |
|
2 |
1,23 |
29 |
70 |
41,41 |
|
3 |
5,6 |
26 |
70 |
54 |
|
4 |
-31 |
37,5 |
120 |
40 |
|
5 |
-17,44 |
35 |
120 |
60 |
|
6 |
-22 |
37 |
120 |
55 |
Рисунок 2.2 – Определение параметров наружного воздуха на входе и выходе из воздухонагревателя в расчетных режимах
, (2.1)
где - относительный перепад температур по воздуху;
- конечная температура воздуха, ;
- начальная температура воздуха, ;
- начальная температура греющего теплоносителя.
, (2.2)
где - относительный перепад температур по воде;
- конечная температура воды, ;
- начальная температура воды, ;
- начальная температура воздуха, .
Результаты расчетов сведем в таблицу 2.3.
Таблица 2.3 – Относительные перепады температур по воздуху и воде.
|
Режим |
, |
, |
|
1 |
0,379 |
0,442 |
|
2 |
0,404 |
0,416 |
|
3 |
0,317 |
0,245 |
|
4 |
0,454 |
0,530 |
|
5 |
0,382 |
0,437 |
|
6 |
0,410 |
0,458 |
2.1.4 Определение относительного расхода воздуха
Относительный расход воздуха определяется по формуле
, (2.3)
где - расход воздуха для обработки в кондиционере, ;
- плотность воздуха, ;
- число кондиционеров, установленных в цехе, ;
- номинальная производительность кондиционера, .
.
2.1.5 Выбор конструкции базовых элементов и схемы обвязки подогревателя
Для любого кондиционера КТЦ3 воздухонагреватели комплектуются из базовых теплообменников, представляющих собой биметаллические элементы с различным количеством рядов трубок (1; 1,5; 2). Они могут изготавливаться в двух вариантах: с обводным каналом (ВНО) или без него (ВН). Воздухонагреватели состоят из одной или нескольких последовательно расположенных по ходу движения воздуха групп теплообменников различной или одинаковой рядности. Для воздухонагревателей, состоящих из нескольких групп теплообменников, рекомендуется принимать параллельную или последовательно-прямоточную схемы обвязки по теплоносителю, используя данные приложения I [4].
В данной курсовой работе выбираем воздухоподогреватель без обводного канала ВН с параллельной обвязкой по воде. Согласно [4] воздухонагреватель выбранной конструкции имеет в своей основе две группы базовых теплообменников с габаритами (рисунок 2.3).
1 – базовые теплообменники; 2 – подвод греющего теплоносителя;
3 – отвод греющего теплоносителя
Рисунок 2.3 – Обвязка воздухонагревателя ВН-3
2.1.6 Определение запаса по теплообменной поверхности
По [4] уточняем значения относительных перепадов температур по воздуху и воде, соответствующих реальному процессу теплопередачи при относительном расходе воздуха. Относительные перепады температур для всех четырех расчетных режимов представлены в таблице 2.4.
Рисунок 2.4 – Номограмма для определения реального перепада температур по воздуху и греющему теплоносителю и числа рядов трубок для ВН кондиционера КТЦ3 при параллельной схеме соединения базовых элементов при качественном графике регулирования °С «изломом» и «срезкой».
Таблица 2.4 – Реальные относительные перепады температур по воде и воздуху.
|
Режим |
, |
, |
|
1 |
0,477 |
0,514 |
|
2 |
0,485 |
0,505 |
|
3 |
0,535 |
0,42 |
|
4 |
0,470 |
0,540 |
|
5 |
0,470 |
0,540 |
|
6 |
0,473 |
0,517 |
Запас по поверхности
, (1.4)
где 0,1 – коэффициент, учитывающий допустимое по техническим условиям на кондиционеры КТЦ-3 отклонение коэффициента теплопередачи.
1 режим
.
2 режим
.
3 режим
.
4 режим
.
5 режим
.
6 режим
.
При данном графике не соблюдается очень важный параметр
Запас по поверхности теплообмена во 1, 2, 3, 5 и 6 режимах превышает допустимый уровень в 10%. Чтобы снизить получившиеся значения запаса по поверхности рекомендуется воспользоваться одним из нижеприведенных способов:
Изменение схемы обвязки по воде с параллельной на последовательно-прямоточную не приводит к получению требуемого запаса по поверхности теплообмена. Выбор базовых элементов с обводным каналом приводит к отрицательным значениям запаса поверхности для четвертого режима работы, что недопустимо, так как это приведет к недогреву обрабатываемого воздуха до требуемых параметров.
Поэтому принимается решение изменить температурный график теплоносителя с на . Таким образом исключим «срезку» температурного графика. Расчетные данные для построения графика рассчитываем по [2]. Они представлены в таблице 2.5.
Таблица 2.5 – Расчетные данные для построения температурного графика для температуры .
|
tн, оС |
+10 |
+5 |
0 |
-5 |
-10 |
-15 |
-20 |
-25 |
-31 |
|
τ01, оС |
45,2 |
55,7 |
65,8 |
75,6 |
85,17 |
94,5 |
103,7 |
103,7 |
120,0 |
|
τ02, оС |
34,5 |
40,6 |
45,4 |
50,1 |
54,5 |
58,8 |
62,9 |
66,9 |
70,0 |
Рисунок 2.5 – Температурный график качественного регулирования с «изломом» при температуре 70 °С (для обеспечения работоспособности закрытой системы ГВС).
Расчет ведется аналогичным образом, что и для температурного графика . Результаты расчета приведены в следующих таблицах.
Таблица 2.6 – Параметры воздушной и водяной сред для расчета.
|
Режим |
, |
, |
, |
, |
|
1 |
-31 |
37,5 |
120 |
70 |
|
2 |
-2,4 |
31 |
70 |
47,1 |
|
3 |
6,9 |
25,5 |
70 |
58 |
|
4 |
-20 |
36 |
103,7 |
62,9 |
Рисунок 2.6 – Определение параметров наружного воздуха на входе и выходе из воздухонагревателя в расчетных режимах
Таблица 2.7 – Относительные перепады температур по воздуху и воде.
|
Режим |
, |
, |
|
1 |
0,454 |
0,691 |
|
2 |
0,461 |
0,316 |
|
3 |
0,295 |
0,19 |
|
4 |
0,453 |
0,33 |
Рисунок 2.7 – Номограмма для определения реального перепада температур по воздуху и греющему теплоносителю и числа рядов трубок для ВН кондиционера КТЦ3 при параллельной схеме соединения базовых элементов при качественном графике регулирования °С с «изломом» (режимы 3 и 4) и без «излома» (режимы 1 и 2)
Таблица 2.8 – Реальные относительные перепады температур по воде и воздуху.
|
Режим |
, |
, |
|
1 |
0,36 |
0,553 |
|
2 |
0,495 |
0,32 |
|
3 |
0,49 |
0,337 |
|
4 |
0,485 |
0,35 |
Таблица 2.9 – Запасы по поверхности.
|
Режим |
, % |
|
1 |
28,1 |
|
2 |
2,29 |
|
3 |
102,9 |
|
4 |
4,64 |
Анализ результатов проектирования воздухонагревателя первой ступени позволил сделать выводы:
применение температурного графика качественного регулирования ° со «срезкой» при температуре 120 °С приводит к «недогреву» в области температур наружного воздуха ниже начала «срезки»;
использование температурного графика качественного регулирования в двухтрубной системе теплоснабжения с «изломом» (для обеспечения работы закрытой системы ГВС) позволяет снизить запас поверхности (перейти от поверхности теплообмена с четырьмя рядами трубок к поверхности с тремя рядами трубок по ходу движения воздуха, но в области «излома» температурного графика (для обеспечения работы закрытой системы ГВС = const) использование такого графика приводит к значительному превышению величины запаса поверхности (при температуре плюс 6,9 °С соответственно на 102,9%) и, как следствие, перегреву воздуха;
переход от двухтрубной системы теплоснабжения к четырехтрубной (раздельное теплоснабжение СКВ и системы ГВС) позволяет обеспечить заданные режимы работы воздухонагревателей (это, к сожалению, связано с дополнительными затратами на реконструкцию системы теплоснабжения).
Оконча тельный выбор будет сделан после проведения про верки на дежности работы воздухонагревателя.
2.1.7 Определение фактического расхода теплоносителя
Фактический расход теплоносителя, обеспечивающий заданную конечную температуру воздуха
, (2.5)
где максимальное из значений ;
значение , определенное по [4];
теплоемкость жидкости, ;
теплоемкость воздуха, ;
расход обрабатываемого в кондиционере воздуха, .
.
2.1.8 Определение расчетного расхода воды
Расчетный расход воды обеспечивает запас по теплопроизводительности при удовлетворении ограничения графика ТЭЦ по температуре обратной воды.
, (2.6)
где максимальное из отношений , определенных для каждого из режимов;
теплоемкость жидкости, ;
теплоемкость воздуха, ;
расход обрабатываемого в кондиционере воздуха, .
.
2.1.9 Оценка возможности замерзания теплоносителя
Опасность замерзания теплоносителя в воздухонагревателе проверяется при расчетной температуре наружного воздуха и при температуре в точке излома температурного графика . Для исключения опасности замерзания необходимо, чтобы во всех режимах скорость воды в трубках была выше , а температура обратной воды на выходе из воздухонагревателя была выше [5].
Таблица 2.10 – Расчетные данные воздушной и водяной сред.
|
Режим |
, |
, |
, |
, |
, |
|
1 |
-31 |
84 |
37,5 |
120 |
70 |
|
2 |
-2,4 |
84 |
31 |
70 |
47,13 |
Таблица 2.11 – Относительные перепады температур.
|
Режим |
, |
, |
|
1 |
0,478 |
0,36 |
|
2 |
0,495 |
0,32 |
Минимальная скорость воды в трубках принятого воздухонагревателя
, (2.7)
где коэффициент, определяемый по [4] в зависимости от числа рядов трубок и способа обвязки элементов воздухонагревателя по воде, ;
относительное изменение температуры воздуха;
относительное изменение температуры жидкости;
относительный расход воздуха.
1 режим
.
2 режим
. .
Оценка опасности замерзания по температуре обратной воды на выходе из воздухонагревателя.
, (2.8)
где относительное изменение температуры жидкости;
начальная температура жидкости;
начальная температура воздуха.
1 режим
2 режим
Температура греющего теплоносителя на выходе из воз духонагревателя выше 10 °С. Во всех расчетных режимах опасности замерзания теплоносителя в трубках нет.
2.1.10 Аэродинамические сопротивления
Потери давления по воздуху
, (2.9)
где массовая скорость воздуха в живом сечении, ;
коэффициенты, зависящие от числа рядов трубок теплообменника , по [4] .
Массовая скорость воздуха во фронтальном сечении
, (2.10)
где площадь фронтального сечения, по [4] ;
расход воздуха, проходящего через теплообменник, .
.
Потери давления по воздуху
.
Потери теплоносителя в воздухонагревателе
, (2.11)
где коэффициент гидравлического сопротивления воздухонагревательной установки, по [4] ;
относительное изменение температуры жидкости;
относительное изменение температуры воздуха;
относительный расход воздуха.
.
2.1.11 Характеристики воздухонагревателя первой ступени
В результате проведенных расчетов рекомендуется, в случае организации прямоточного режима обработки воздуха и для внесения недостающей теплоты в холодный период года в нерабочее время, использовать источник теплоснабжения с качественным графиком регулирования °С без «изломов» и «срезок».
Учитывая, что в большинстве регионов существующие системы централизованного теплоснабжения работают в двухтрубном исполнении с графиками качественного регулирования с «изломом» и «срезкой» и расчетной температурой внутри помещений 18 °С, целесообразно использовать децентрализованный источник теплоснабжения с раздельными контурами теплоснабжения воздухонагревателя первой ступени подогрева и ГВС.
Характеристики воздухонагревателя первой ступени:
– воздухонагреватель типа ВН кондиционера КТЦ3-63;
– по фронту движения воздуха – 2 базовых теплообменных элемента номер 6 (высота – 2 м; длина трубок – 1,655 м);
– по ходу движения воздуха – однорядный и двухрядный базовые теплообменные элементы (общее число рядов n=3);
– площадь поверхности:
однорядного теплообменного элемента – 60,4 м2;
двухрядного теплообменного элемента – 120,8 м2;
суммарная площадь теплообмена – 362,4 м2;
– схема подключения базовых теплообменных элементов:
по фронту – параллельная;
по ходу движения воздуха – параллельная;
– расчетные параметры теплоносителя – °С;
– расход теплоносителя
– тепловая мощность – кВт.
Учитывая значительные эксплуатационные и капитальные затраты при использовании прямоточной СКВ в холодный период года предложено использование частичной рециркуляции (без подогрева наружного воздуха) в рабочее время и полной рециркуляции в нерабочее время.
2.2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВОЗДУХОНАГРЕВАТЕЛЯ ВТОРОГО ПОДОГРЕВА
2.2.1 Общие положения
Необходимость использования воздухонагревателя второй ступени может возникнуть в холодный период года в рабочее и нерабочее время. В качестве греющего теплоносителя в рабочее время целесообразно применять теплоноситель с постоянными параметрами (например, горячая вода, поступающая на систему закрытой ГВС с температурой 70 °С). Для компенсации в нерабочее время недостатков теплоты, зависящих от температуры наружного воздуха, следует использовать источник горячей воды с качественным графиком регулирования.
2.2.2 Определение относительных перепадов температур
Относительные перепады рассчитываются по формулам 1.1 и 1.2. При этом надо учитывать, что максимальные затраты тепла будут в нерабочее время, так как вредностей по теплоте нет. Следовательно, определяющим критерием является расчетная температура, подаваемая воздухоподогревателем в нерабочее время. Исходные данные для расчета приведены в таблице 2.12
Таблица 2.12 – Параметры воздушной и водяной сред для расчета.
|
, |
, |
, |
, |
|
14 |
15,0 |
70 |
47,13 |
.
.
2.2.3 Определение запаса по теплообменной поверхности
Принимаем параллельную схему обвязки базовых теплообменных элементов по греющему теплоносителю по фронту и по ходу движения воздуха. Определяем с использованием номограмм (рисунок 2.8) значения относительных перепадов температур по воздуху и воде, соответствующих реальному процессу теплопередачи при расчетном относительном расходе воздуха : ; .
Запас по поверхности
.
Полученный результат свидетельствует о том, что в холодный период года в рабочее время использовать воздухонагреватель второго подогрева нецелесообразно.
Для получения воздуха с параметрами точки 0х рекомендуется требуемый нагрев воздуха от точки Кх до точки 0х осуществлять в кондиционерах-доводчиках (фэнкойлах), установленных перед воздухораспределителями.
Обеспечение параметров воздуха в рабочей зоне (точка Вх) возможно также за счет снижения расхода подаваемого в помещение воздуха, определяемого по уравнению воздухообмена 2.12, в котором удельная энтальпия приточного воздуха, кДж/кг, равна удельной энтальпии воздуха на выходе из секции орошения , кДж/кг,
. (2.12)
2.2.4 Проектирование воздухонагревателя, для компенсации недостатка теплоты в нерабочее время
Для компенсации потерь теплоты, зависящих от температуры наружного воздуха, предлагается работа СКВ с полной рециркуляцией при неизменном количестве приточного воздуха.
В качестве греющего теплоносителя целесообразно использовать горячую воду с температурным графиком качественного регулирования °С. Расчет проводится при температуре наружного воздуха минус 29 и минус 2,4°С (соответственно расчетная температура наружного воздуха и температура, соответствующая началу «излома» графика качественного регулирования).
При неизменных параметрах воздуха в рабочей зоне температуру окончания подогрева (точка 0хнр) следует определять из совместного решения уравнений 2.13–2.16 (таблица 2.14):
(2.13)
, (2.14)
, (2.15)
. (2.16)
Таблица 2.14 – Параметры нагреваемого воздуха и греющего теплоносителя (жидкости) в расчетных режимах
|
Режим |
, °С |
, кВт |
, °С |
, °С |
, °С |
, °С |
|
1 |
-31 |
25,75 |
20 |
20,1 |
120 |
70 |
|
7 |
-5 |
13,1 |
20 |
20,78 |
75,6 |
50,1 |
|
5 |
5 |
7,88 |
20 |
20,64 |
55,7 |
40,41 |
|
6 |
10 |
5,25 |
20 |
20,51 |
45,18 |
34,97 |
Относительные перепады температур воздуха и греющего теплоносителя для принятых режимов приведены в таблице 2.15 и на рисунке 2.8.
Таблица 2.15 – Относительные перепады температур по воздуху и жидкости
|
Режим |
||
|
1 |
0,0051 |
0,5102 |
|
7 |
0,00634 |
0,47575 |
|
5 |
0,00772 |
0,4535 |
|
6 |
0,0069 |
0,44047 |
Определение с использованием номограмм реальных относительных перепадов температур воздуха и теплоносителя и запаса поверхности теплообмена показало, что запас поверхности даже для однорядных базовых элементов значительно превышает допустимые значения.
Полученный результат свидетельствует о том, что в холодный период года, как в рабочее, так и в нерабочее время использовать в кондиционере воздухонагреватель нецелесообразно.
Рисунок 2.8 – Номограмма для определения реального перепада
температур по воздуху и греющему теплоносителю и числа рядов трубок для воздухонагревателя второй ступени (нерабочее время) кондиционера КТЦ3 при параллельной схеме соединения базовых элементов при качественном графике регулирования °С
Полученный результат свидетельствует о том, что в холодный период года в рабочее и в нерабочее время использовать в кондиционере воздухонагреватель нецелесообразно. Для получения воздуха с параметрами точки рекомендуется требуемый нагрев воздуха от точки до точки осуществлять в кондиционерах-доводчиках (фэнкойлах).
2.3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СЕКЦИИ ОРОШЕНИЯ
Расчет элементов секции орошения ведется по методике, изложенной в [6].
2.3.1 Исходные данные
Для организации процессов нагрева, охлаждения, увлажнения и осушения воздуха центральные кондиционеры КТЦ-3 могут быть оборудованы секциями орошения форсуночными (ОКФ,1-я базовая схема), секции орошения сетчатыми (ОКС, 2-я базовая схема) и блоками тепло- и влагообмена (БТМ, 3-я базовая схема, в состав которых входят поверхностные воздухоохладители и секции орошения форсуночные (однорядные противоточные, позволяющие организовать адиабатный процесс увлажнения воздуха)) [8].
Для требуемого в данном проекте (в соответствии с рисунком Е.1.1) охлаждения и увлажнения воздуха в теплый период и изоэнтальпийного (адиабатного) увлажнения воздуха в холодный период года выбирается форсуночная секция орошения ОКФ-3 двухрядная, второго исполнения (количество форсунок в рядах одинаково) [8]. Секция орошения ОКФ-3 оснащены эжекционными широкофакельными форсунками ЭШФ 7/10 (рисунок 2.9).
Параметры воздуха на входе и выходе из секции орошения приведены в таблице Е.2.16.
Рисунок 2.9 –Эжекционная широкофакельная форсунка ЭШФ 7/10
Таблица 2.16 – Параметры воздуха на входе и выходе из секции орошения
|
Расчетный период года |
Тип параметра |
, °С |
, кДж/кг |
|
Теплый |
начальные |
27,0 |
56,8 |
|
конечные |
20,0 |
55,5 |
|
|
Холодный |
начальные |
16,2 |
38,0 |
|
конечные |
14,7 |
38,0 |
Проектирование секции орошения следует производить первоначально для того расчетного периода, в котором процесс обработки воздуха связан со значительными изменениями параметров воздуха и существенными затратами холода или теплоты. Как уже было показано в [1] это, как правило, имеет место в теплый период года в рабочее время.
В другие расчетные периоды следует произвести проверку работоспособности принятой конструкции секции орошения и найти параметры и расход орошающей жидкости, потери давления по контуру циркуляции орошающей воды и произвести выбор и регулирование насоса.
2.3.2 Расчет камеры орошения для теплого периода
Расчет камеры орошения производим по методике, указанной в [6].
1) коэффициент адиабатной эффективности
, (2.13)
где - начальная температура воздуха, ;
- конечная температура воздуха, ;
- предельная температура воздуха, по hd-диаграмме .
.
2) коэффициент орошения
, (2.14)
где по [6].
.
Рисунок 2.10 – Обработки воздуха в секции орошения в теплый период
3) минимальное значение коэффициента орошения
, (2.15)
где расходная характеристика форсунок, по [6] для ЭШФ 7/10 ;
количество работающих форсунок в камере орошения, по [6] ;
расход воздуха в камере орошения, .
.
по коэффициенту орошения условие надежности выполнено.
4) коэффициент политропной эффективности
, (2.16)
где , (2.17)
где коэффициент орошения;
коэффициент адиабатной эффективности;
коэффициент, по [6] .
.
.
5) расход воды
, (2.18)
где коэффициент орошения;
расход воздуха в камере орошения, .
.
6) температурный коэффициент
, (2.19)
где коэффициент орошения;
теплоемкость жидкости, ;
коэффициент адиабатной эффективности;
коэффициент политропной эффективности;
коэффициент, определяемый по [6] .
.
7) начальная температура воды
, (2.20)
где - предельная температура воздуха,;
коэффициент орошения;
теплоемкость жидкости, ;
температурный коэффициент;
конечная энтальпия воздуха, ;
начальная энтальпия воздуха, .
.
8) конечная температура воды
, (2.21)
где начальная температура жидкости, ;
коэффициент орошения;
теплоемкость жидкости, ;
конечная энтальпия воздуха, ;
начальная энтальпия воздуха, .
.
9) потери давления в форсунках
, (2.22)
где расход жидкости одной форсункой, определяемый по формуле
, (2.23)
где расход воды в камере орошения, ;
количество работающих форсунок в камере орошения.
.
.
Полученное значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок .
10) потери давления по воздуху зависят только от конструктивного исполнения секции орошения, для ОКФ-3 [7].
Графо-аналитический метод проектирования секции орошения.
На практике часто используется графо-аналитический метод расчета секции орошения, так как менее трудоемкий. Для сравнения двух методов проектирования приведем графо-аналитический метод расчета секции орошения для теплого периода.
1) коэффициент адиабатной эффективности был определен в предыдущем расчете .
2) коэффициент политропной эффективности и коэффициент орошения определяются по [6] (рисунок 2.11), .
1, 2, 3, 4 – Номографические кривые для секций орошения ОКФ кондиционеров КТЦ3 различной производительности и исполнения (кривая 2 – двухрядная секция орошения ОКФ второго исполнения КТЦ3 63)
Рисунок Е.2.11 – Номограмма для графического определения коэффициента орошения μ и коэффициента политропной эффективности Еп
3) проверка надежности работы секции орошения. Минимальный коэффициент орошения был рассчитан в предыдущем расчете .
по коэффициенту орошения условие надежности выполнено.
4) расход воды для одного кондиционера
.
5) температурный коэффициент
.
6) начальная температура жидкости
.
7) конечная температура жидкости
.
8) по [6] определяем избыточное давление перед коллектором, обеспечивающего потери давления по воде в системе орошения (Рисунок 2.12).
Рисунок 2.12 – Определение потерь давления орошающей воды в форсунках для камеры орошения ОКФ двухрядной второго исполнения (кривая 10)
Полученное значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок .
9) потери давления по воздуху зависят только от конструктивного исполнения секции орошения, для ОКФ-3 [7].
Результаты расчета секции орошения двумя различными методам различаются незначительно. Графо-аналитический метод проще в исполнении, но поскольку он является приближенным, расчет камеры орошения для холодного периода проведем более точным расчетно-аналитическим методом.
2.3.3 Расчет секции орошения для холодного периода года аналоги чен расчету для теплого периода года. Процесс обработки воздуха в секции орошения представлен на рисунке 2.13.
1) Коэффициент адиабатной эффективности
.
2) Коэффициент орошения
.
СхКх – адиабатный процесс в секции орошения
Рисунок 2.13 – Обработка воздуха в секции орошения в холодный период
Минимальное значение коэффициента орошения (пункт 2.3.2).
Т.к. коэффициент орошения больше , то по коэффициенту орошения условие надежности сохраняется.
3) Коэффициент политропной эффективности
,
4) Расход воды , подаваемой на орошение
кг/ч.
5) Температурный критерий
.
6) Температура воды на выходе из форсунок ,°С
°С
7) Температура воды после взаимодействия с воздухом
°С.
Примечание. При изоэнтальпийном (адиабатном) процессе в секции орошения температуру воды можно не рассчитывать, т.к. она остается постоянной () и равной температуре «смоченного» термометра воздуха, поступающего в секцию орошения. Температура орошающей жидкости определяется в h-d диаграмме на пересечении линии hвн с линией = 100 %.
8) Потери давления в форсунках
,
где кг/ч.
Полученное значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок кПа. Потери давления по воздуху [6]
2.4 Выбор циркуляционного насоса
Секции орошения типа ОКФ-3 и ОКС1(2)-3 центрального кондиционера КТЦ-3 циркуляционными насосами не комплектуются. Для выбора насоса необходимо знать потери давления по контуру циркуляции. Поэтому предварительно составляется схема обвязки секции орошения по воде (рисунок 2.14). При составлении схемы следует предусмотреть:
– возможность получения требуемых процессов обработки воздуха (рециркуляция воды между поддоном и форсунками; смешение воды, поступающей с холодильной станции, и воды из поддона секции орошения);
– установку гибких вставок на всасывающей и нагнетательной стороне (для снижения шума и вибрации);
– обратные клапаны (для исключения попадания воды с источника холода в поддон секции орошения и обеспечения заполнения насоса водой);
– установку насосов серии К(КМ), Д или других типов, предназначенных для перемещения чистых жидкостей с температурой до 80 °С;
– возможность регулирования производительности насоса;
– применение трубопроводов циркуляционного контура из материалов, не подвергаемых коррозии (пластиковые, металлопластиковые, медные трубы).
С учетом указанных рекомендаций выполнена обвязки секции орошения, представленная на рисунок 2.14.
Для выбора насоса и выполнения его регулирования необходимо определить потери давления (напора) по контуру циркуляции (на всасывании, нагнетании, в форсунках, на преодоление высоты подъема жидкости (от оси насоса до верхнего уровня подачи воды к форсункам)) в теплый и холодный периоды года и построить характеристики указанных участков контура и характеристику насоса.
2.4.1 Гидравлический расчет всасывающих участков
Гидравлический расчет для всасывающих и нагнетательных участков следует производить для расчетного периода с максимальным расходом орошающей воды – это теплый период года.
Ориентировочная длина всасывающего участка lвс=7,15 м.
, (2.24)
где - объемный секундный расход воды, м3/с;
– скорость воды в первом приближении м/с.
, (2.25)
– часовой расход воды (жидкости),= кг/ч;
– плотность жидкости, кг/м3.
м3/с.
Диаметр всасывающего трубопровода
.
2) По [9] принимаем медные трубопроводы с наружным диаметром мм и внутренним диаметром мм.
1 – камера секции орошения ОКФ; 2 – поддон; 3 – циркуляционный насос; 4 – напорный бак холодной воды; 5 – приямок; 6 – всасывающая часть циркуляционного контура; 7 – нагнетательная часть циркуляционного контура; 8 – проходной клапан; 9 – гибкая вставка; 10 – клапан; 11– обратный поворотный клапан; 12 – напорный трубопровод холодной воды; 13 – переливной трубопровод холодной воды; 14 – трубопровод отепленной воды; 15,16, 17, 18 – трубопроводы слива; 19 – подпиточный трубопровод воды из водопровода; 20 – коллектор; 21 – трубопровод подвода орошающей воды к стойкам
Рисунок 2.14 – Обвязка по воде элементов секции орошения ОКФ кондиционера КТЦ3-63
3) Фактическая скорость воды в трубопроводе
, (2.26)
м/с.
4) Критерий Рейнольдса
, (2.27)
– кинематическая вязкость жидкости, м2/с.
.
5) Предельные критерии Рейнольдса:
, (2.28)
, (2.29)
- коэффициент эквивалентной шероховатости, для медных труб [9].
;
.
6) Коэффициент гидравлического трения
, (2.30)
.
7) Потери давления на трение
, (2.31)
.
8) Потери давления на местных сопротивлениях
, (2.32)
- сумма коэффициентов местных сопротивлений [21]:
= 0,6 – тройник (на проход); = 0,5 4 = 2 – 4 отвода трубопровода на 90°; – гибкая вставка; = 0,5 – резкое сужение (выход из поддона в трубопровод) и расширение (выход из трубопровода во всасывающий патрубок насоса; – обратный клапан подъемный.
.
9) Общие потери давления на всасывающем участке
, (2.33)
.
2.4.2 Гидравлический расчет нагнетательных участков
Материал трубопроводов нагнетательного участка принят аналогичным участкам на всасывающей стороне 6 насоса.
Нагнетательная часть циркуляционного контура 7 состоит из трех участков: первый участок – от нагнетательного патрубка насоса до коллектора 20 (длина участка ; внутренний диаметр медной трубы 153 мм; м3/с; местные сопротивления: изменения сечения; клапан); второй участок – коллектор 20 (длина участка ; внутренний диаметр медной трубы 153 мм; м3/с; местные сопротивления: тройник (проход)); третий участок – от коллектора 20 до стойки с форсунками (длина участка м; внутренний диаметр медной трубы 103 мм; м3/с; местные сопротивления: клапан; отвод на 90°; изменение сечения).
Потери давления на трение на нагнетании
1) Потери давления на трение на 1– м участке
кПа
2) Потери давления на трение на 2– м участке
кПа
3) Потери давления на трение на 3– м участке
кПа,
где ,
м/с.
Потери давления на местные сопротивления
1) Потери давления на 1–м участке
2) Потери давления на 2–м участке
.
Общие потери давления на нагнетании
.
2.5.3 Выбор циркуляционного насоса
Теплый период года
, (2.34)
где – потери давления на всасывающем участке, ;
– потери давления на нагнетательном участке, ;
- потери давления в форсунках, ;
- потери давления на подъем столба жидкости , определяе мые по формуле
, (2.35)
где - ускорение свободного падения, м/с2;
плотность жидкости, кг/м3;
- высота уровня подъема жидкости на нагнетании, для оросительной секции ОКФ-3 кондиционера КТЦ3-63, [7].
.
Суммарные расчетные потери давления
.
, (2.36)
,
,
,
,
,
где ,,, – потери напора на всасывании, нагнетании и в форсунках, потери напора на подъем столба жидкости и суммарные потери напора соответственно, м вод. ст.
3) Получение характеристики сети циркуляционного контура осуществляется графически. Для этого строятся характеристики последовательно соединенных всасывающего и нагнетательного участков, гидравлическая характеристика форсунки (выражения 2.37 –2.40) и строится линия постоянного статического давления (потери напора на подъем столба жидкости) (рисунок 2.13):
, (2.37)
, (2.38)
, (2.39)
, (2.40)
где – гидравлические характеристики сети на всасывании, нагнетании и гидравлическая характеристика форсунки ЭШФ 7/10 соответственно, м/(м3/ч)2.
Объемный расход воды (жидкости)
,
где – расход воды в теплый период, = кг/ч.
м3/ч.
– часовой объемный расход (воды) жидкости в теплый период года м3/ч.
.
На рисунке 2.17 приведены характеристики участков циркуляционного контура, построенные по уравнениям 2.46 –2.49.
Рабочая точка Т на суммарной характеристике сети соответствует часовому объемному расходу воздуха =131,74 м3/ч и потере напора 13,47 м вод. столба.
По [10] выбирается насос типа К160/20 с частотой вращения об/мин – горизонтальный, консольный, одноступенчатый с осевым подводом воды. Характеристика насоса приведена на рисунке 2.17. Без проведения регулирования производительность насоса Vнас =146 м3/ч превышает требуемую.
Для работы насоса по пара метрам рабочей точки Т необходимо изменить частоту враще ния двигателя насоса. Требуемое число оборотов насоса определяется по уравнению
. (2.41)
об/мин.
Таким образом, чтобы выбранный насос К160/20 работал на заданную сеть, осуществляя подачу к форсункам воду в количестве =119,1 м3/ч, необходимо понизить частоту вращения двигателя насоса с номинальной (об/мин) до требуемой (об/мин).
Холодный период
Объемный расход воды (жидкости), подаваемой к форсункам в холодный период ,
,
где – расход воды (жидкости) в холодный период года, = кг/ч.
м3/ч.
Регулирование подачи требуемого расхода воды производится для того же насоса, который был выбран в теплый период года (тип К160/20; об/мин), изменением частоты вращения двигателя:
об/мин.
Консольный насос К160/20 способен подавать к форсункам и в холодный период года расчетный расход воды 112,9 м3/ч (рабочая точка Х). Для этого необходимо понизить частоту вращения двигателя насоса с номинальной об/мин до об/мин.
Рисунок 2.15 – Графики зависимости характеристик сети насоса К160/20 в теплый период года.
3 Проектирование систем распределения и удаления воздуха. ПРОЕКТИРОВАНИЕ системы рециркуляции
3.1 Исходные данные и предлагаемые решения
Руководствуясь [1,11], приточный воздух необходимо подавать на постоянные рабочие места, если они находятся у источников вредных выделений, от которых невозможно отведение вредностей с использованием местных отсосов.
Для снижения требуемого расхода приточного воздуха и обеспечения допустимой кратности воздухообмена принята схема организации воздухообмена «сверху – вниз» с подачей приточного воздуха на расстоянии от входа в рабочую зону.
Как указано в разделе «Введении» установлены воздухораспределители типа ПРМП1 в количестве 100 штук. Минимальное расстояние между плафонами [1].
Удаление воздуха из помещения системами вентиляции следует предусматривать из зон, в которых воздух наиболее загрязнен и имеет более высокую температуру. В случае выделения в рабочей зоне пыли удаление воздуха должно производиться из нижней части помещения.
При использовании рециркуляции забор воздуха необходимо осуществлять из наиболее чистой зоны – это, как правило, рабочая зона.
С учетом выше приведенных рекомендаций отбор воздуха для удаления и подачи на рециркуляцию предлагается производить из рабочей зоны (схема воздухообмена «сверху-вниз»).
Расчетный расход приточного воздуха при качественном регулировании м3/с;
Объемный расход наружного воздуха в холодный период года м3/с. Объемный расход рециркуляционного воздуха в холодный период равен 27,88 м3/с.
Расход удаляемого воздуха Lв в [1] принят для исключения инфильтрации на однократный воздухообмен менее расхода приточного воздуха (Lв=24,225 м3/с).
В теплый период применение рециркуляция (при имеющем место соотношении удельных энтальпий наружного воздуха, воздуха в рабочей зоне и на выходе из секции орошения) с технической и экономической точки зрения нецелесообразно [1]. Поэтому работу СКВ в теплый период следует организовать в прямоточном режиме. В этом случае = м3/с.
Для обеспечения требуемого воздухообмена установлены два совместно работающих кондиционера КТЦ3-63. Кондиционеры могут быть укомплектованы вентиляторами типа ВК-Ц4-75 №16 [7] (с 1998 г. обозначение заменено на ВР 80-75 и ВР 86-77) одностороннего всасывания с частотой вращения n = 465; 540; 595; 645 об/мин. С учетом компоновки кондиционеров, предложенной в [1], вентиляторы у кондиционеров должны быть один правого, а другой левого исполнения.
Для выбора вентилятора с требуемой частотой вращения необходимо провести аэродинамический расчет системы распределения воздуха, схема которой приведена на рисунке 3.1.
Конструктивно приточная система принята коллекторного типа. Коллектор предназначен для подсоединения двух параллельно работающих вентиляторов типовых центральных кондиционеров КТЦ3-63 и десяти воздуховодов, раздающих приточный воздух с помощью воздухораспределителей типа ПРМП1.
Для эффективной работы системы воздухораспределения размеры коллектора необходимо выбирать так, чтобы скорость воздуха в коллекторе была бы значительно снижена. Это позволит преобразовать динамическое давление в статическое и, как следствие, повысить равномерность распределения воздуха по раздающим приточным воздуховодам. При аэродинамическом расчете в этом случае можно учесть только потери давления на преодоление местных сопротивлений на входе и выходе из коллектора (резкое расширение и резкое сужение канала для движения воздушного потока).
Параллельно соединенные вентиляторы кондиционеров предварительно затрачивают энергию на преодоление сопротивления при движении воздуха через приточные решетки 1, элементы каждого из кондиционеров 2 (всасывающая сторона (точка В)) и сопротивление в воздуховодах на нагнетательной стороне (от нагнетательного патрубка каждого вентилятора 3 до коллектора 4).
От коллектора 4 воздух по десяти параллельно подключенным воздуховодам 5 подается двумя параллельно работающими вентиляторами через дроссель-клапаны 6 к десяти воздухораспределителям 7 типа ПРМП1, установленным на каждом воздуховоде.
Для определения положения рабочей точки (с целью оценки режима работы предварительно установленных параллельно работающих вентиляторов и принятия решения или о выборе вентиляторов с другим числом оборотов, или выборе метода регулирования работы вентиляторов на сеть параллельно работающих воздуховодов) предлагается:
1) Привести характеристики каждого предварительно выбранного вентилятора с учетом потерь на всасывании и нагнетании к общей точке (коллектор 4).
2) Привести к общей точке (коллектор 4) сети параллельно работающих восьми воздуховодов 5.
3) Выполнить регулировку работы вентиляторов и (или), если это необходимо, выбрать вентилятор с другой частотой вращения.
Аналогично производится выбор и регулирование режимов работы двух вентиляторов 4 вытяжной системы (рисунки 3.2).
Забор воздуха, удаляемого из помещения цеха, производится через вытяжные решетки 2, установленные в вытяжных воздуховодах 1, и с помощью аналогичных решеток, установленных в коллекторе 3 . Воздуховоды 1 подсоединяются к общему коллектору 3, помещенному в нижней части помещения для размещения кондиционеров 7 и приточного коллектора (на рисунке 3.2 не показан).
В торцевых участках вытяжного коллектора 3 присоединены всасывающие патрубки двух вытяжных вентиляторов 4, предназначенных для удаления отработавшего воздуха по вытяжной шахте 5 (в теплый период) или частичного направления его по воздуховоду 8 через клапан 7.1.2 на смешение с наружным воздухом, поступающим через регулируемый клапан 7.1.1 (применение рециркуляции в холодный период года).
Регулирование соотношения расхода воздуха, подаваемого на рециркуляцию и удаляемого через вытяжную шахту, производится с помощью дроссель-клапанов 9 и 10 и клапана рециркуляционного воздуха 7.1.2 на приемной секции 7.1.
3.2 Проектирование приточной системы
3.2.1 Потери давления в воздуховоде наружного воздуха
Расчет потерь давления проводится для теплого периода года, когда расход наружного воздуха максимальный и равный расходу приточного воздуха = м3/с.
Для стыковки приточной решетки с клапаном наружного воздуха кондиционера КТЦ3-63, сечение которого равно = =3400х1000 мм [6], размеры решетки приняты равными размерам клапана.
Скорость наружного воздуха в решетке и клапане
м/с,
где – площадь проходного сечения клапана наружного воздуха, м2;
– количество параллельно подключенных кондиционеров.
Так как клапан наружного воздуха присоединяется к приемной решетке, то потерями давления на трение на этом участке всасывающей сети пренебрегаем ().
Потери давления в местных сопротивлениях (в приемной решетке)
Па,
где - коэффициент местного сопротивления решетки с параллельными направляющими лопатками, =1,8 [11].
Общие потери давления в приточной решетке
Па
3.2.2 Потери давления на всасывании вентиляторов
Общие потери давления на всасывающем участке каждого из двух вентиляторов приточной системы складываются из потерь давления в приемной решетке наружного воздуха и потерь давления в секциях кондиционера.
Общие потери давления на всасывающем участке
, (3.1)
где – потери давления соответственно в сухом фильтре для атмосферной и волокнистой пыли ФР2-3 и в секции орошения ОКФ-3; по [6] принято , ;
– соответственно потери давления в приемной решетке и клапане воздушном наружного воздуха кондиционера КТЦ3: = 21,87 Па; = 25 Па ( клапан открыт);
– сопротивление присоединительной секции (сужение поперечного сечения). Сечение присоединительной секции равно 3400х2000 мм; диаметр всасывающего патрубка вентилятора - 1446 мм; соотношение сечений всасывающего патрубка и присоединительной секции Ап/Апр =[(3,141,4462)/4]/(3,400 2,0)=0,24; =0,37 [11].
, (3.2)
где м/с
Па.
Общие потери давления на всасывающей стороне вентиляторов каждого из кондиционеров:
.
3.2.3 Потери давления на участке нагнетания (до коллектора)
За участок нагнетания принимается часть приточной системы от вентилятора до коллектора приточного воздуха.
Поскольку нагнетательный патрубок вентилятора ВК -Ц4-75 №16 квадратного сечения имеет размеры сторон 1120х1120 мм и коллектор для подключения приточных воздуховодов конструктивно целесообразно выполнить также прямоугольного поперечного сечения. Принимается нагнетательный воздуховод 4 до коллектора 5 тоже прямоугольного сечения. Горизонтальный размер воздуховода принят равным 1800 мм [3]. Другая сторона равна размеру стороны нагнетательного патрубка вентилятора – 1120 мм.
Скорость воздуха в нагнетательном воздуховоде
Потери давления на трение
где – коэффициент трения:,
– коэффициент шероховатости для стальных оцинкованных воздуховодов , = 0,1 мм;
– критерий Рейнольдса,
;
– длина нагнетательного участка. (рисунок 3.4);
– эквивалентный диаметр нагнетательного воздуховода,
м;
– расчетная плотность воздуха, = 1,2 кг/м3;
.
Потери давления на трение
Потери давления на местных сопротивлениях
,
где – i-е местные сопротивления на участке [6]: – диффузор, ; – дроссель-клапан, ;– колено 90°, ; - внезапное расширение, .
.
Суммарные потери давления от нагнетательного патрубка вентилятора до коллектора
.
Скорость движения воздуха во фронтальном сечении коллектора
м/с.
При такой скорости воздуха потерями давления в самом коллекторе приточной системы можно пренебречь.
3.2.4 Потери давления в распределительных сетях
Количество распределительных воздуховодов (сетей) 6 (рисунок 3.1), выходящих из приточного коллектора 4 принято равным десяти, а расстояние между десятью воздухораспределителями(ВР) ПРМП1 7 у всех десяти сетей одинаково (рисунок 3.1 и таблица 3.1). Поэтому во всех сетях потери будут равны и, следовательно, достаточно определить потери давления на одной распределительной сети.
Таблица 3.1 – Расстояние между воздухораспределителями ПРМП1
|
Номер участка |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
Расстояние между ВР, м |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
За главную магистраль каждой сети следует принимать ту часть воздуховода, где потери давления наибольшие и расход воздуха максимальный. Предварительно за главную магистраль выбирается направление от коллектора 4 к последнему воздухораспределителю ПРМП1 (участки с 1 по 12, рисунок 3.1).
Расчет начинается с наиболее удаленного участка сети, до которого потери давления предположительно максимальны (участок 1 на рисунке 3.1.)
Участок 1
Длина участка воздуховода .
По [3] значение размера сторон прямоугольного воздуховода принимается (с учетом возможности подсоединения камеры статического давления и воздухораспределителя ПРМП1 с присоединительным патрубком а0 х b0= 250 х 250 мм).
Эквивалентный диаметр воздуховода на 1-м участке
м
Скорость воздуха на первом участке
м/с.
Критерий Рейнольдса
.
1– кондиционер КТЦ3-63; 2 – вентилятор ВК-Ц 4-75 №16;
3 – нерегулируемая решетка; 4 – нагнетательный воздуховод;
5 –коллектор; 6 – воздуховод приточной системы;
7, 9, 10 – дроссель-клапан; 1, 2, 3, …, 12 – участки магистрального
воздуховода приточной сети (восемь воздуховодов);
1*, …, 11* – ответвления на магистральном воздуховоде
Рисунок 3.1 – Расчетная схема приточной системы.
Коэффициент гидравлического трения
.
Потери давления на трение
.
Коэффициенты местных сопротивлений на первом ответветвлении (1*): воздухораспределитель ПРМ ; тройник (на ответвление).
Коэффициенты местных сопротивлений на 1-м участке: воздухораспределитель ПРМ –; отвод 90° – .
.
Потери давления в местных сопротивлениях на 1-м участке
Общие потери давления на участке 1*(первом ответвлении)
.
Общие потери давления на 1-м участке
.
Таким образом, первым участком магистрали следует принять не участок 1, а первое ответвление 1*, так как из-за значительного местного сопротивления прохода тройника на ответвление общее сопротивление первого ответвления получено больше более протяженного первого участка (45,83 Па вместо 6,80 Па).
Аналогично рассчитываются потери давления на других участках. Результаты расчетов сведены в таблицы 3.2 и 3.3.
Так как потери давления в узлах магистрали и подсоединенных к ним ответвлениях отличаются, то для того чтобы исключить вероятность перераспределения расходов воздуха по участкам необходимо согласовать давление в узлах и потери давления в ответвлениях за счет установки на ответвлениях диафрагм [10].
Потери давления в диафрагме 1–го ответвления определяются по уравнению
, (3.3)
где – потери давления по магистрали от 1-го до i-го участка включительно (давление в i – узле);
потери давления в ответвлении, присоединенном к i–му узлу.
Для ответвления 1*:
.
Гидравлическая характеристика диафрагмы на i–м ответвлении рассчитывается по выражению
, (3.4)
где потери давления в диафрагме, Па;
расход воздуха, проходящего через ответвление, подсоединенное к i-му узлу, м3/с.
Для ответвления 1*:
Па∙с2/м6.
|
Таблица 3.2 – Расчет потерь давления в магистрали приточных воздуховодов |
|||||||||||||
|
Номер расчетного участка |
Ширина, м |
Высота, м |
Расход воздуха, м3/с |
Длина участка, м |
Скорость воздуха, м/с |
Эквивалентный диаметр |
Коэффициент местных сопротивлений |
Критерий Рейнольдса |
Коэффициент гидравлического сопротивления |
Потери давления на преодоление сил трения, Па |
Потери давления на преодоление местных сопротивлений, Па |
Суммарные потери давления, Па |
Суммарные потери давления в узлах и магистрали, Па |
|
1 |
0,315 |
0,4 |
0,306 |
2,00 |
2,43 |
0,350 |
1,3 |
56291 |
0,022 |
0,43 |
6,37 |
6,80 |
45,59 |
|
2 |
0,315 |
0,4 |
0,612 |
2,00 |
4,86 |
0,350 |
0,0 |
112583 |
0,019 |
1,52 |
0,00 |
1,53 |
47,12 |
|
3 |
0,315 |
0,4 |
0,918 |
2,00 |
7,29 |
0,350 |
0,1* |
168874 |
0,018 |
3,21 |
5,89 |
9,11 |
56,22 |
|
4 |
0,5 |
0,4 |
1,224 |
2,00 |
6,12 |
0,444 |
0,0 |
179952 |
0,017 |
1,74 |
0,00 |
1,74 |
57,97 |
|
5 |
0,5 |
0,4 |
1,53 |
2,00 |
7,65 |
0,444 |
0,0 |
224940 |
0,017 |
2,63 |
0,00 |
2,63 |
60,60 |
|
6 |
0,5 |
0,4 |
1,836 |
2,00 |
9,18 |
0,444 |
0,1 |
269928 |
0,016 |
3,70 |
7,33 |
11,1 |
71,63 |
|
7 |
0,7 |
0,4 |
2,142 |
2,00 |
7,65 |
0,509 |
0,0 |
257871 |
0,016 |
2,22 |
0,00 |
2,22 |
73,85 |
|
8 |
0,7 |
0,4 |
2,448 |
2,00 |
8,74 |
0,509 |
0,0 |
294710 |
0,016 |
2,85 |
0,00 |
2,85 |
76,70 |
|
9 |
0,7 |
0,4 |
2,754 |
2,00 |
9,84 |
0,509 |
0,1 |
331548 |
0,016 |
7,10 |
6,68 |
13,8 |
90,48 |
|
10 |
0,9 |
0,4 |
3,06 |
2,00 |
8,50 |
0,554 |
0,0 |
311854 |
0,016 |
2,43 |
0,00 |
2,43 |
92,91 |
Таблица 3.3 – Расчет ответвлений приточной системы.
|
Участок |
Расход воздуха, м3/с |
Длина участка, м |
Скорость воздуха, м/с |
Размер патрубка воздухораспределителя ПРМ, м х м |
Коэффициент местных сопротивлений |
Критерий Рейнольдса |
Коэффициент аэродинамического спротивления |
Потери давления на преодоление сил трния, Па |
Потери давления на преодоление местных сопротивлений, Па |
Суммарные потери Давления, Па |
|
1* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
3,17 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
45,59 |
45,83 |
|
2* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
4,08 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
58,68 |
58,92 |
|
3* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
3,11 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
44,73 |
44,97 |
|
4* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
3,7 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
53,22 |
53,45 |
|
5* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
4,7 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
67,60 |
67,84 |
|
6* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
3,52 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
50,63 |
50,86 |
|
7* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
4,17 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
59,97 |
60,21 |
|
8* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
4,84 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
69,61 |
69,85 |
|
9* |
0,306 |
0,2 |
4,9 |
0,25х0,25 |
3,76 |
81060 |
0,021 |
0,24 |
54,08 |
54,32 |
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы , м, определяется или по таблицам [6] (таблицы 3.4, 3.5), или по выражению [13, 16]
, (3.5)
где - эквивалентный диаметр ответвления, подсоединенного к i-му узлу.
.
Аналогично проводится расчет эквивалентных диаметров отверстий диафрагм для остальных ответвлений. Результаты расчетов сведем в таблицу 3.6.
Потери давления на нагнетательном участке (от воздушного коллектора к воздухораспределителям) равны сумме потерь давлений на участках главной магистрали (таблица 3.2):
.
Таблица 3.4 – Расчет эквивалентных диаметров диафрагм, устанавливаемых на ответвлениях приточных воздуховодов
|
Участок, ответвление |
Потери давления в узле, Па |
Потери давления в ответвлении, Па |
Потери давления в диафрагме, Па |
Гидравлическая характеристика, Па∙с2/м6 |
Диаметр диафрагмы, м |
|
1* |
45,59 |
6,37 |
39,22 |
418,8848 |
0,131457 |
|
2* |
47,12 |
0,00 |
47,12 |
503,1808 |
0,121325 |
|
3* |
56,22 |
5,89 |
50,33 |
537,5114 |
0,117822 |
|
4* |
57,97 |
0,00 |
57,97 |
619,0491 |
0,110584 |
|
5* |
60,60 |
0,00 |
60,60 |
647,1739 |
0,10838 |
|
6* |
71,63 |
7,33 |
64,30 |
686,6698 |
0,105497 |
|
7* |
73,85 |
0,00 |
73,85 |
788,7036 |
0,098997 |
|
8* |
76,70 |
0,00 |
76,70 |
819,1321 |
0,097279 |
|
9* |
90,48 |
6,68 |
83,80 |
894,9717 |
0,09336 |
|
10* |
92,91 |
0,00 |
92,91 |
992,2456 |
0,088964 |
3.3 Выбор и регулировка приточных вентиляторов
По расходу воздуха, проходящего через кондиционер, м3/ч предварительно выбираем вентилятор ВК Ц4–75 №16 [6] с частотой вращения об/мин. Угол раскрытия направляющего аппарата = 0°, при этом максимальный КПД . На рисунке 3.2 приведена характеристика принятого к установке вентилятора (кривая 1).
1 – характеристика радиального вентилятора ВК Ц4-75 № 16 (n = 465 об/мин); 2 – характеристика сети на всасывании вентилятора; 3 – характеристика вентилятора, приведенная к всасывающему патрубку; 4 – характеристика сети от нагнетательного патрубка до входа в коллектор; 5 – характеристика вентилятора, приведенная к коллектору
Рисунок 3.2 – Графическая иллюстрация приведения характеристики параллельно работающих вентиляторов к общей точке (приточному коллектору)
Характеристики сетей воздуховодов на всасывании и нагнетании каждого из вентиляторов кондиционеров (кривые 2 и 4 на рисунке 3.2) и характеристика каждого из восьми приточных воздуховодов, подсоединенных к коллектору (кривая 7 на рисунке 3.3), построены по уравнениям
, (3.6)
, (3.7)
, (3.8)
где – характеристики сети на всасывании и нагнетании вентиляторов и характеристика каждого из восьми приточных воздуховодов соответственно, кПа/(м3/ч)2;
– объемный расход приточного воздуха, =107100 м3/ч;
– количество параллельно работающих кондиционеров;
– количество параллельно подключенных через коллектор воздуховодов.
.
Из совместного рассмотрения характеристик параллельно работающих вентиляторов ВК Ц4-75 №16 (кривая 6, рисунок 3.3) и параллельно подключенных десяти приточных воздуховодов (кривая 8, рисунок 3.3), приведенных к общей точке (приточный коллектор), следует, что фактический расход приточного воздуха несколько превышает расчетный и равен 170500 м3/ч.
Для получения требуемого расхода воздуха могут быть предложены следующие методы регулирования:
– установка дроссель-клапана на нагнетании (позиция 10, рисунок 3.1);
– изменение числа оборотов вентилятора или за счет частотного регулирования, или изменения передаточного отношения у шкивов клиноременной передачи. Требуемое число оборотов определяется по уравнению
(3.9)
об/мин.
5 – характеристика вентилятора, приведенная к общей точке (приточный коллектор); 6 – характеристика двух параллельно работающих вентиляторов, приведенная к общей точке; 7 – характеристика приточного воздуховода; 8 – характеристика десяти параллельно подключенных приточных воздуховодов, приведенная к общей точке (приточный коллектор)
Рисунок 3.3 – Графическая иллюстрация получения характеристики двух параллельно работающих вентиляторов ВК Ц4-75 № 16 (n = 465 об/мин), сети восьми параллельно работающих приточных воздуховодов, приведенные к общей точке (приточному коллектору).
Таким образом, чтобы выбранные вентиляторы ВК Ц4-75 №16 (n=645 об/мин) осуществляли подачу в помещение приточный в количестве = м3/ч необходимо понизить частоту вращения вентилятора с номинальной об/мин до требуемой об/мин.
Применение регулирования производительности приточной системы дроссель-клапаном на нагнетании вентилятора приведет к увеличению потерь давления в этой системе на (примерно на 250 Па, рисунок Е.3.3), значительному возрастанию требуемой мощности двигателя вентилятора и увеличению потребляемой энергии , кВт:
(3.10)
где – секундный расход приточного воздуха, м3/с;
– КПД вентилятора, двигателя и привода соответственно.
3.4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВЫТЯЖНОЙ СИСТЕМЫ
Проектирование вытяжной системы производится для теплого периода года, когда расход воздуха, проходящего через вытяжную шахту, максимальный. Забор воздуха из помещения цеха предлагается производить через вытяжные отверстия 2, установленные в воздуховоде постоянного поперечного сечения, проложенного в нижней части рабочей зоны. Схема вытяжной системы представлена на рисунке 3.4.
1 – вытяжной воздуховод постоянного поперечного сечения; 2 – вытяжное отверстие; 3 – вытяжной воздуховод (коллектор) постоянного сечения; 4 – вытяжной вентилятор; 5 – вытяжная шахта; 6 – вытяжной зонт; 7 – кондиционер КТЦ3-63; 7.1 – приемная секция; 7.2 – приточный вентилятор; 8 – воздуховод рециркуляционный; 9, 10 – дроссель-клапан
Рисунок 3.4 – Схема вытяжной системы
3.4.1 Потери давления на линии от воздухозаборных устройств до коллектора.
Количество вытяжных воздуховодов 1 (рисунок 3.4), выходящих из двух вытяжных шахт 5 принято равным двум, расположенных вдоль двух длинных сторон ткацкого цеха, а расстояние между вытяжными отверстиями принимаем одинаково в двух воздуховодах. Поэтому в обоих воздуховодах потери будут равны и, следовательно, достаточно определить потери давления на одной вытяжной сети (рисунок 3.4). Для равномерной вытяжки воздуха по цеху, вытяжные отверстия имеют неодинаковые сечения.
Расчет начинается с наиболее удаленного участка сети, до которого потери давления предположительно максимальны.
Определим размеры сторон воздуховода, для этого задаемся скоростью воздуха на выходе из воздуховода .
Эквивалентный диаметр воздуховода
, (3.11)
где nв – количество вытяжных воздуховодов, равное двум.
По [5] выбираем воздуховод прямоугольного сечения с гостированным значением эквивалентным диаметром с размерами .
Уточненная скорость воздуха на выходе из воздуховода
. (3.12)
где – количество вытяжных воздуховодов.
Количество вытяжных отверстий принимаем равное nотв=11. Для равномерного удаления воздуха вытяжные отверстия устанавливаем на одинаковых расстояниях, тогда длина участка воздуховода .
Участок 1.
Определим расход воздуха на первом участке
,
– количество вытяжных отверстий на воздуховоде.
Определяем скорость воздуха на первом участке
.
Критерий Рейнольдса
.
Коэффициент аэродинамического сопротивления воздуха
.
Далее по [] определяем площадь вытяжных отверстий
, (3.13)
где – относительное отклонение расхода, которое определяется по номограмме [], для этого определяем
; (3.14)
– площадь сечения воздуховода, м2;
– коэффициент расхода, определяется в зависимости от типа отверстия, по [] принимаем отверстия с острыми краями, для него ;
– количество вытяжных отверстий на воздуховоде.
.
Исходя из рассчитанной площади принимаем размер отверстия а0×b0=800×1200, тогда площадь отверстия будет равна .
Определяем среднюю скорость истечения воздуха через отверстия
м/c, (3.15)
где – площадь сечения воздуховода, м2;
– уточнённая скорость движения воздуха в воздуховоде постоянного сечения, м/с;
– количество вытяжных отверстий от начала воздуховода до расчётного участка;
– уточнённая площадь сечения отверстия.
Скорость истечения из первого отверстия определяется по формуле
, (3.16)
– скорость истечения из отверстия, м/c;
– площадь сечения i-го отверстия, м2;
– скорость воздуха на i-ом участке воздуховода, м/с;
– скорость воздуха на участке до i-го участка воздуховода, м/с.
Для первого участка
Определим относительное отклонение скорости истечения
. (3.17)
Потери давления на трение
.
Коэффициенты местных сопротивлений при прохождении потока воздуха внутри воздуховода вытяжных отверстий определяется по формуле
, (3.18)
где – относительное отклонение скорости истечения.
Потери давления в местных сопротивлениях
.
Общие потери давления
.
Аналогично рассчитываются потери давления на других участках. Результаты расчетов сведем в таблицы 3.4.
Потери давления на всасывающем участке (от вытяжных воздуховодов к коллектору) равны сумме потерь давлений на участках главной магистрали (таблица 3.1)
.
3.4.2 Потери давления на линии от коллектора до вентилятора.
Поскольку всасывающий патрубок вентилятора имеет размеры 875×875, то и участок от коллектора до вентилятора конструктивно целесообразно выполнить такого же поперечного сечения, с такими же размерами. Длина линии от коллектора до вентилятора принимается равной l = 2,54 м.
Скорость воздуха на участке от коллектора до вентилятора
,
где nвент – количество вытяжных вентиляторов.
Критерий Рейнольдса
.
Коэффициент аэродинамического сопротивления воздуха
.
Потери давления на трение
.
Местные сопротивления на участке: угольник (колено) , внезапное сужение , фильтр рукавный .
Потери давления на местные сопротивления
.
Суммарные потери давления
.
3.4.3 Потери давления на линии от вентилятора до разделения потоков на вытяжку и рециркуляцию.
Поскольку нагнетательный патрубок вентилятора имеет размеры 1120×1120, то и вытяжную шахту конструктивно целесообразно выполнить такого же поперечного сечения, с такими же размерами. Длина вытяжной шахты от вентилятора до разделения потоков на вытяжку и рециркуляцию принимается равной l = 0,3 м.
Скорость воздуха на участке от вентилятора до разделения потоков
,
где nвент – количество вытяжных вентиляторов.
Критерий Рейнольдса
.
Коэффициент аэродинамического сопротивления воздуха
.
Потери давления на трение
.
Местные сопротивления на участке равны нулю.
Суммарные потери давления
.
3.4.4 Потери давления на участке вытяжной шахты.
Размеры вытяжной шахты были приняты ранее и они равны 1120×1120.
Так как и в тёплый и в холодный периоды года используется система рециркуляции, то расчёт проводим для обоих периодов года, чтобы определить максимальные потери давления. Длина участка вытяжной шахты от места разделения потоков до выхода воздуха в атмосферу принимается равной l = 8 м.
Тёплый период года.
Скорость вытяжного воздуха
.
Критерий Рейнольдса
.
Коэффициент аэродинамического сопротивления воздуха
.
Потери давления на трение
.
Местные сопротивления на участке: тройник , вытяжной зонт .
Потери давления на местные сопротивления
.
Суммарные потери давления
.
Холодный период года.
Поскольку расход воздуха на рециркуляцию м3/c не намного меньше расхода вытяжного воздуха м3/c, то будем считать, что весь расход вытяжного воздуха забирается на рециркуляцию, тогда потери давления на данном участке вытяжной шахты будут равны нулю.
3.5 ВЫБОР И РЕКУЛИРОВКА ВЫТЯЖНОГО ВЕНТИЛЯТОРА
По расходу воздуха, проходящего через кондиционер, предварительно выбираем вентилятор радиальный одностороннего всасывания с частотой вращения . Угол раскрытия направляющего аппарата , при этом КПД . На рисунке 3.4 приведена характеристика вентилятора.
1 – характеристика радиального вентилятора ВК Ц4-75 № 16 (n = 465 об/мин); 2 – характеристика сети на всасывании вентилятора; 3 – характеристика вентилятора, приведенная к всасывающему патрубку; 4 – характеристика сети от нагнетательного патрубка до входа в коллектор; 5 – характеристика вентилятора, приведенная к коллектору
Рисунок 3.5 – Графическая иллюстрация приведения характеристики параллельно работающих вентиляторов к общей точке (приточному коллектору)
Характеристики сетей воздуховодов на всасывании и нагнетании каждого из вентиляторов кондиционеров (кривые 2 и 4 на рисунке 3.2) и характеристика каждого из восьми приточных воздуховодов, подсоединенных к коллектору (кривая 7 на рисунке 3.3), построены по уравнениям
,
,
,
где – характеристики сети на всасывании и нагнетании вентиляторов и характеристика каждого из двух приточных воздуховодов соответственно, кПа/(м3/ч)2;
– объемный расход приточного воздуха, =87156 м3/ч;
– количество параллельно работающих кондиционеров;
– количество параллельно подключенных через коллектор приточных воздуховодов.
;
;
.
Из совместного рассмотрения характеристик параллельно работающих вентиляторов ВК Ц4-75 №16 (кривая 6, рисунок 3.3) и параллельно подключенных восьми приточных воздуховодов (кривая 8, рисунок 3.3), приведенных к общей точке (приточный коллектор), следует, что фактический расход приточного воздуха несколько превышает расчетный и равен 153600 м3/ч.
Для получения требуемого расхода воздуха могут быть предложены следующие методы регулирования:
– установка дроссель-клапана на нагнетании (позиция 10, рисунок 3.1);
– изменение числа оборотов вентилятора или за счет частотного регулирования, или изменения передаточного отношения у шкивов клиноременной передачи. Требуемое число оборотов определяется по уравнению
;
об/мин.
5 – характеристика вентилятора, приведенная к общей точке (приточный коллектор); 6 – характеристика двух параллельно работающих вентиляторов, приведенная к общей точке; 7 – характеристика приточного воздуховода; 8 – характеристика восьми параллельно подключенных приточных воздуховодов, приведенная к общей точке (приточный коллектор)
Рисунок 3.6 – Графическая иллюстрация получения характеристики двух параллельно работающих вентиляторов ВК Ц4-75 № 16 (n = 465 об/мин), сети восьми параллельно работающих приточных воздуховодов, приведенные к общей точке.
Таким образом, чтобы выбранные вентиляторы ВК Ц4-75 №16 (n=465 об/мин) осуществляли подачу в помещение приточный в количестве =106092 м3/ч необходимо понизить частоту вращения вентилятора с об/мин до требуемой об/мин.
Применение регулирования производительности приточной системы дроссель-клапаном на нагнетании вентилятора приведет к увеличению потерь давления в этой системе на , значительному возрастанию требуемой мощности двигателя вентилятора и увеличению потребляемой энергии , кВт
;
где – секундный расход приточного воздуха, м3/с;
– КПД вентилятора, двигателя и привода соответственно.
4 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Вывод о целесообразности применения выбранной нами системы кондиционирования воздуха можно сделать путем сравнения трёх вариантов:
Экономия денежных средств, связанных с эксплуатационными затратами, в системе с рециркуляцией по сравнению со 2-м вариантом
, (5.1)
где годовой расход теплоты в подогревателе первой ступени, МДж;
стоимость 1 Гкал теплоты, .
Годовой расход теплоты
, (5.2)
где средняя тепловая нагрузка на воздухонагреватель 1-го подогрева, кВт;
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 Архангельск по [1] .
Продолжительность работы воздухонагревателя 1-го подогрева в течение года
.
Средняя тепловая нагрузка на воздухонагреватель 1-го подогрева
, (5.3)
где расчетная тепловая нагрузка на воздухоподогреватель 1-го подогрева, кВт;
расчетная температура воздуха в помещении, ;
средняя температура наружного воздуха, по [1] ;
расчетная температура наружного воздуха, по [1] .
(5.4)
где расход воздуха на рециркуляцию 1 подогрева, ;
, соответственно температура воздуха на входе и на выходе из воздухоподогревателя.
;
;
.
Стоимость тепла .
Экономия денежных средств при эксплуатации системы с рециркуляцией составит
.
Экономия денежных средств за счет начальных инвестиций для системы с рециркуляцией воздуха (1 вариант) составит
, (5.5)
где стоимость воздухонагревателя 1 подогрева, ;
налог на добавленную стоимость, .
.
Полная экономия денежных средств для 1 варианта
.
Ежегодные денежные поступления от данной экономии средств
, (5.6)
где полная экономия денежных средств;
налог на прибыль, .
.
Таким образом – использование рециркуляции в холодный период года целесообразно и дает видимый эффект экономии денежных средств.
5 РАЗРАБОТКА ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ИНСТРУКЦИЙ. МЕРОПРИЯТИЯ ПО БОРЬБЕ С ШУМОМ. ОХРАНА ТРУДА ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
5.1 ОРГАНИЗАЦИЯ И ЗАДАЧИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СКВ
Бесперебойная и эффективная работа систем кондиционирования воздуха на промышленных предприятиях в значительной степени зависит от соблюдения Правил технической эксплуатации. Обязательными для всех министерств и ведомств являются Правила технической эксплуатации, утвержденные Госэнергонадзором. На основе этих правил на предприятиях, имеющих особые условия производства, разрабатываются местные эксплуатационные инструкции, утверждаемые руководством предприятия или вышестоящей организацией.
Правила технической эксплуатации определяют:
Ответственным за общее состояние систем кондиционирования воздуха является главный энергетик (механик) предприятия. Кроме главного энергетика (механика), приказом по предприятию назначаются лица, ответственные за техническое состояние и безопасную работу установок. Ответственные лица обязаны обеспечить: надежную, экономичную и безопасную работу установок; разработку научно обоснованных норм расхода энергии и мероприятий по ее экономии с учетом использования низкопотенциальной теплоты; внедрение новой техники и повышение производительности труда; организацию ремонтов оборудования, трубопроводов и систем; организацию обучения персонала; ведение отчетности; выполнение договорных обязательств с энергосистемами или ведомственными ТЭЦ и котельными; выполнение предписаний Госэнергонадзора; своевременное расследование аварий и браков в работе.
Техническое руководство эксплуатацией систем кондиционирования воздуха осуществляет служба эксплуатации. В отделах главного энергетика (механика) создаются бюро по системам кондиционирования воздуха или выделяются ответственные специалисты. Ответственными лицами за эксплуатацию систем кондиционирования воздуха в цехах являются начальники цехов, а в сменах – начальники смен. На службу эксплуатации возлагается: разработка рабочих инструкций по эксплуатации устройств систем кондиционирования воздуха для каждого производственного помещения с учетом местных условий, специфики технологического процесса и действующих противопожарных требований; систематический контроль за выполнением требований рабочих инструкций по эксплуатации; участие в разработке технической документации по планово-предупредительному и капитальному ремонтам; технический надзор за реконструкцией действующих и монтажом новых устройств и участие в приемке в эксплуатацию; составление паспортов на установки.
Разделение обязанностей и зон ответственности в системах кондиционирования воздуха между отделом главного энергетика (механика), начальниками цехов и отдельными работниками определяется руководством предприятия и регламентируется утвержденными руководством предприятия должностными инструкциями. Для дежурного персонала отдела главного энергетика (механика) и цехов кроме должностных инструкций разрабатываются: эксплуатационные инструкции; инструкции по технике безопасности и пожарной безопасности; инструкции по ликвидации аварий; оперативный журнал, в который заносятся ежедневно показания приборов, время включения и отключения установок, приема и сдачи смены, вывод оборудования в ремонт и прием из ремонта и другие эксплуатационные данные; журнал дефектов и ремонтов; технологические карты и тепловые и схемы.
Каждая установка системы должна иметь: паспорт; рабочие чертежи; схемы трубопроводов с расстановкой контрольно-измерительных приборов, арматуры; инструкции по эксплуатации ремонту; положение о правах и обязанностях персонала.
Все изменения в установках и системах, изменения в режимах с протоколами испытаний, осмотров и ремонтов должны заноситься в чертежи, схемы и паспорт установок. Полный комплект чертежей должен храниться в техническом архиве, а оперативные чертежи и схемы – у начальника цеха. На рабочих местах должны находиться инструкция и наглядная схема оборудования и трубопроводов.
Эксплуатационная инструкция должна включать:
Инструкция должна быть подписана начальником цеха, согласована с главным энергетиком (механиком) и утверждена главным инженером предприятия. В инструкции должно быть строго оговорено разграничение работ по обслуживанию и ремонту между персоналами отдела главного энергетика (механика) и производственных цехов.
Для удобства эксплуатации каждому агрегату или установке присваивается сокращенное обозначение и порядковый номер. Эти обозначения наносят на поверхность агрегата яркой несмываемой краской. Каждой вентиляционной установке присваивают условное сокращенное обозначение. Для систем с механическим побуждением: П – приточные и душирующие установки; В – вытяжные установки; У – воздушные завесы; А – агрегаты отопительные. Для систем с естественной циркуляцией: ПЕ – приточные установки; ВЕ – вытяжные установки. Все установки каждого производственного корпуса с одинаковым обозначением должны иметь единую порядковую нумерацию.
5.2 ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ СКВ
За организацию мероприятий техники безопасности при эксплуатации систем кондиционирования воздуха отвечает руководитель предприятия, а непосредственное руководство и ответственность за выполнение правил техники безопасности несет инженер по технике безопасности или другое лицо, назначенное приказом.
Ответственные за технику безопасности обязаны разрабатывать и выполнять все мероприятия по технике безопасности, обучать персонал методам безопасного технического обслуживания систем, периодически проверять у них знания правил безопасного ведения эксплуатации, занося в «Журнал инструктажа по технике безопасности» результаты проверки.
Инструкция по технике безопасности, составленная для конкретных условий и утвержденная руководителем предприятия, должна находиться на рабочем месте. Она содержит организационные меры (ответственность, порядок допуска к работе, обязанности обслуживающего персонала, контроль и тому подобное) и основные правила техники безопасности при эксплуатационных работах.
Необходимо знать, что к эксплуатации допускаются только технически исправные, полностью укомплектованные и проверенные системы.
Ремонт двигателей вентиляторов, насосов производится только после остановки вращающихся частей, а трубопроводов – после снятия давления. Не допускается захламление и загромождение рабочих мест. При появлении подозрительных ударов или шумов в работающем оборудовании, а также вибрации необходимо выключать оборудование для ревизии и устранения неполадок.
Эксплуатация и техническое обслуживание электрического оборудования должно производиться с соблюдением требований технической безопасности при работе с электрооборудованием.
Персонал, обслуживающий системы, должен быть обучен приемам и методам оказания первой помощи при ожогах, отравлении и поражении электрическим током.
Выполнение правил техники безопасности при эксплуатации является обязательным для всех лиц, участвующих в работах. Следует помнить, что особо важные условия, срочность работы или другие причины не могут служить оправданием.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В данной курсовой работе разработана система кондиционирования ткацкого цеха в городе Кострома. Спроектированы и выбраны секции кондиционера, произведен гидравлический расчет секции орошения и воздухонагревателей.
Для теплоснабжения был принят график качественного регулирования с температурным графиком . Подогреватель первой ступени выбран без обводного канала с парралельной обвязкой по жидкости и последовательно-прямоточной по воздуху. Расчёты показали, что подогреватель первой ступени использовать нецелесообразно, также как и второй. Поэтому получение воздуха с нужными параметрами осуществляется в кондиционерах-доводчиках (фэнкойлах), установленных перед воздухораспределителями.
В качестве побудителя движения воды в камере орошения выбран насос К160/20.
В курсовой работе также спроектированы системы воздухораспределения, воздухоудаления, рециркуляции и вытяжки. В цехе установлено 100 воздухораспределителей типа ПРМп-1 на восьми воздуховодах, так же два вытяжных воздуховода с одиннадцатью вытяжными отверстиями, расположенных вдоль двух длинных сторон цеха. Произведен выбор и регулировка вентиляторов. В качестве приточных и вытяжных вентиляторов используются по 2 вентилятора ВК-Ц4-75-16.
Произведен экономический расчет целесообразности использования рециркуляции в холодный период года период года: рециркуляция в данном случае дает большой экономический эффект.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК