Кондиционирование воздуха в зрительных залах клубов и кинотеатров

метки: Вентиляция, Зрительный, Точка, Вентилятор, Теплый, Система, Холодный, Энтальпия

1. Исходные данные для проектирования

Краткое описание объекта проектирования

Вместимость зрительного зала, мест 380

Ориентация здания по главному фасаду Юг

Теплоноситель — вода с параметрами twгор — twхол 120-70

Концентрация углекислоты в наружном воздухе, г/кг 0,23

Концентрация пыли в наружном воздухе, мг/м3 1,5

Мощность оборудования кинопроекционной, кВт 2,0

Метеорологические данные наружных условий

Город Одесса

Географическая широта местности, с.ш. 48

Барометрическое давление, гПа 1010

Расчетные температуры наружного воздуха для проектирования СКВ, С:

в теплый период года (параметр Б) 28,6

в холодный период года (параметр Б) -18,0

Расчетное теплосодержание наружного воздуха для проектирования СКВ:

в теплый период года (параметр Б), кДж/кг 62

в холодный период года (параметр Б), кДж/кг -16,3

Внутренние метеорологические параметры в зрительном зале

в холодный период года 20

в теплый период года 22

Относительная влажность воздуха, в, %:

в холодный период года 45

в теплый период года 60

2. Расчёт количества вредностей, выделяющихся в зрительном зале

В проектируемом здании основным источником тепла, влаги и углекислого газа являются зрители, а также теплопоступления, вносимые солнечной радиацией через покрытие. Количество выделяемого тепла и влаги одним человеком определяется по приложению 6 [1] и зависит от микроклимата помещения и тяжести выполняемой работы.

Теплопоступления, Вт, и количество влаги, кг/ч, выделяемые взрослыми людьми в состоянии покоя, определяются по формулам:

Холодный период	Теплый период
Qпз=qп*n=120*380=45600Вт	Qпз=qп*n=110*380=41800Вт
Qяз=qя*n=90*380=34200Вт	Qяз=qя*n=78*380=29640Вт
Wз=w*n*10-3=40*380*10-3=15,2 кг\ч	Wз=w*n*10-3=44*380*10-3=16,7 кг\ч

где qп — полные тепловыделения одним человеком, Вт;

• qя — выделения явного тепла одним человеком, Вт;
• w — влага, выделяемая одним человеком, г/ч;
• n — количество зрителей.

Выделение углекислого газа, одним зрителем составляют 2023 л/ч при температуре 15-35С.

Плотность углекислого газа, кг/м3, для расчетных условий определяется:

Зимний период:

= =1,833 кг/м3

Летний период:

= =1,821 кг/м3

где Pб — давление, кПа,

tВ- температура, С, для расчетных условий;

• R — удельная газовая постоянная для углекислого газа, равная 0,188 кДж/(кгК).

Количество углекислого газа, г\ч выделяемого зрителями определяется по формуле:

, г/ч,

Где — количество двуокиси углерода, выделяемой одним человеком, л/(ч·чел);

• количество зрителей, чел;
• массовая плотность углекислого газа, кг/м3.

Зимний период:

• г/ч;

Летний период:

• г/ч;
• Теплопоступления от электрического освещения, при условии размещения его в верхней зоне и раздаче приточного воздуха ниже источников электроосвещения, не учитывается.

Теплопоступления, Вт, вносимые с солнечной радиацией, определяются по формуле:

, ккал/ч,

где

• теплопоступления через световые проемы, ккал/ч;
• теплопоступления через покрытие, ккал/ч.

, ккал/ч,

где

• удельные теплопоступления через световые проемы, ккал/(ч·м2);
• оконные проемы имеют направление на юг=23 ккал/(ч·м2), запад=337 ккал/(ч·м2), восток =21 ккал/(ч·м2), север =119 ккал/(ч·м2)

Размеры окон — шириной 1,5м. и высотой 2м.

Количество окон -3 шт

• суммарная площадь световых проемов, м2.

=9*21=189ккал/ч

, ккал/ч,

где

• удельные теплопоступления через покрытие, ккал/(ч·м2);
• площадь покрытия, м2.

=10 ккал/(чм2); =9*30=270 м2

ккал/ч

ккал/ч=3360 Вт

Дополнительным источником тепла в зимнее время является работающая система водяного отопления с местными нагревательными приборами.

Теплопоступления от системы отопления определяются по формуле:

, ккал/ч,

где

• строительный объем здания по наружному обмеру, м3;
• удельная тепловая характеристика здания, определяется согласно таблице 2.1. [1]зависимости от строительного объема здания, ккал/(ч·Cм3);
• поправочный коэффициент, учитывающий изменение удельной тепловой характеристики в зависимости от расчетной температуры наружного воздуха, определяется согласно таблице 2.1.

[1].

• внутренняя расчетная температура воздуха в рабочей зоне для кинотеатра при расчете отопления, C;
• расчетная температура наружного воздуха в зимний период (), C.

=2160 м3; =0,43 ккал/(чCм3); =1,22; =20 °C; =-18 °C

ккал/ч.=50040 Вт

Тепловые потери зрительного зала через наружные ограждающие конструкции определяются при включенной СКВ из условия подержания в нём расчётной внутренней температуры и определяются по формуле:

, ккал/ч,

Где — строительный объем здания по наружному обмеру, м3;

• удельная тепловая характеристика здания, определяется согласно таблице 2.1. [1]зависимости от строительного объема здания, ккал/(ч·Cм3);
• поправочный коэффициент, учитывающий изменение удельной тепловой характеристики в зависимости от расчетной температуры наружного воздуха, определяется согласно таблице 2.1.

[1].

• внутренняя расчетная температура воздуха создаваемая совместной работой системы отопления и СКВ(=20 °C), C;
• расчетная температура наружного воздуха в зимний период (), C.

=2160 м3; =0,43 ккал/(чCм3); =1,22; =21 °C; =-18 °C

ккал/ч. =50040 Вт

Результаты расчётов по тепловому и влажностному балансу, а также выделений углекислоты от зрителей для теплого и холодного периодов года представляются в виде сводной ведомости вредных выделений.

3. Расчёт требуемых воздухообменов в зрительном зале выбор схемы СКВ

3.1 Определение в зрительном зале требуемого воздухообмена и определение производительности СКВ

Использование наружного воздуха в СКВ требует значительных затрат тепла и холода на тепловлажностную обработку. Поэтому всегда следует стремиться к возможному уменьшению его количества. Количество наружного воздуха, кг/ч, подаваемого в зал, определяется исходя из следующих требований:

• а) обеспечения требуемой санитарной нормы подачи воздуха на одного человека;
• б) компенсации воздуха, удаляемого системой общеобменной вытяжной вентиляции (ВСОВ);
• в) поддержания при необходимости избыточного давления в кондиционируемом помещении.

По санитарным нормам минимальное количество наружного воздуха на одного зрителя составляет 20 м3/час, поэтому:

Gнmin =20 n,

n-кол-во зрителей, n=380 чел.

• плотность воздуха, кг/м3, подаваемого в зрительный зал, определяемая по формуле:
• Pб — давление, кПа,=1010гПа;
• tВ- температура, С, для расчетных условий;

Зимний период:

Gнmin =20 1,2 380=9120 кг\ч

Летний период:

Gнmin =20 1,193 380=9067 кг\ч

Количество воздуха, которое необходимо удалять ВСОВ, определяется из условия обеспечения допустимых концентраций в воздухе углекислого газа выделяемого зрителями (Gу =Gсо2):

• Мсо2 — количество выделяемого зрителями углекислого газ, г/ч;
• спдк — предельно-допустимая концентрация углекислоты в зрительном зале, спдк =1,65 г/кг;
• сн — содержание СО2 в наружном (приточном) воздухе, г/кг. Сн=0,23г/кг

Зимний период:

Летний период:

Для дальнейших расчетах в качестве Gн принимаем большую из величин, полученных по санитарным нормам и компенсации воздуха удаляемого общеобменной вытяжной вентиляцией, т.е.

Gн==GCO2=9810 кг/ч

Обоснованный выбор значений tп и tу имеет существенное значение, так как он влияет на производительность СКВ и, следовательно, на ее энергопотребление и экономичность.

Температура воздуха в верхней зоне помещений общественных зданий ориентировочно может быть определена по формуле:

tв.з. = tр.з.+ grad t (Н — 1,5)

H — высота помещения, м;

• grad t — градиент температуры по высоте помещения выше обслуживаемой зоны определяется по табл.3.1[1] в зависимости от удельных избытков явного тепла:

;

• tр.з -температура рабочей зоны.

где Qя — явные избытки тепла, определяемые

в теплый период года как

в холодный период года

;

• Vв — внутренний строительный объем помещения, м3. (2032 м3)

Холодный период

=34200 Вт

grad t=0,85

tух1л.=20+(8-1,5)*0,85=25,5

Теплый период

=33000 Вт

grad t=0,35

tух1з.=22+(8-1,5)*0,35=24,3

3.2 Выбор схемы СКВ

Системы кондиционирования могут быть прямоточными или с рециркуляцией (с первой и второй рециркуляциями).

Рециркуляция применяется в тех случаях, когда требуемое количество приточного воздуха превышает минимально необходимое. В этих условиях в теплый период года использование рециркуляции (вместо увеличения количества наружного воздуха) способствует снижению расхода холода (в ряде случаев и тепла).

В холодный период рециркуляция в аналогичных условиях позволяет снизить теплопотребление.

При кондиционировании воздуха происходят изменения его тепловлажностного состояния, которое удобно прослеживать и рассчитывать с помощью I-d-диаграммы. Построение процессов и необходимые расчеты производят одновременно. В качестве исходных данных принимают: расчетные параметры наружного tн, Iн (точка Н), и внутреннего tв, в (точка В) воздуха; избытки (недостатки) полного тепла Qп (Qизб или Qнед) и влаги W, полученные при составлении тепловлажностного баланса помещения; температуру удаляемого воздуха tу (точка У).

Теплый период:

Qп, Вт 45160 tв,С 22 tн,С 28,6

Wп, кг/ч 16,7 Iв, кДж/кг 47 Iн, кДж/кг 62

tпр,C 4 в, % 60 н, % 53

t1,C — dв, г/кг 9,8 dн, г/кг 13,2

t2,C 1,5

1.0пределяется угловой коэффициент пом, кДж/кг, луча процесса смешивания приточного воздуха с внутренним воздухом помещения:

2.На I-d-диаграмму наносят точки Н и В. Через точку В проводится линия с наклоном, соответствующим пом. В месте пересечения луча процесса с изотермами tу и tп=tв tпр=22-4=18°С получают точки У и П. Чем выше перепад параметров внутреннего и приточного воздуха, тем меньше требуется приточного воздуха G0, для ассимиляции (восполнения) тепловлагоизбытков. Параметры приточного, удаляемого и рециркуляционного воздуха выбирают на основании принимаемой схемы организации воздухообмена в помещении (при заборе воздуха на рециркуляцию из рабочей зоны его температура равна tв).

Рабочий перепад температур в помещении

tпр=(tв-tпр)

должен быть проверен на условия обеспечения требуемой комфортности распределения приточного воздуха с помощью выбранных средств воздухораспределения. При выпуске воздуха в верхнюю зону предлагается принять tпр = 610 С.

З. Производительность кондиционера, кг/ч, определяется:

энтальпия воздуха удаляемого из помещения

энтальпия воздуха подаваемого в помещение

• влагосодержание воздуха, удаляемого из помещения
• влагосодержание воздуха подаваемого в помещение

4. Если полученное значение G0, оказывается больше минимального расхода наружного воздуха Gнmin, то значение G0, принимается к дальнейшему расчету, а количество воздуха равное (G0 — Gнmin) можно использовать для рециркуляции Gр. Если же оказывается, что Gнmin > G0, то принимают величину воздухообмена Gнmin и рассматривают прямоточную схему обработки воздуха. =11133кг/ч> Gнmin =9067кг/ч

5. Закончим построение процесса обработки воздуха в прямоточном кондиционере на i-d диаграмме: из точки П вниз по dп=const откладываем отрезок Дt2=(1-1,5°С) и строим точку П’, которая учитывает нагрев воздуха при движении его в вентиляторе и в приточных воздуховодах и характеризует состояние приточного воздуха при выходе его из второй ступени подогрева. На пересечении линии dп=const с кривой ц=95% находится точка О, характеризующая состояние воздуха на выходе из оросительной камеры. Прямая, соединяющая точки Н и О, является лучом процесса изменения состояния воздуха в оросительной камере.

6. Параметры воздуха во всех точках на i-d диаграмме приведены ниже в таблице 1.

Таблица 1.

точка	t,°С	I, кДж/кг	ц,%	d, г/кг
Н	28,6	62	53	13,2
В	22	47	60	9,8
У	24,3	50	55	10,3
П	18	41	69	8,8
П’	16,5	37,5	82	8,8
О	13	35,5	95	8,8

7. Определение искомых величин. Расход холода для осуществления процесса охлаждения и осушки воздуха Qх, определяется по формуле:

Qх=(G0/3,6)*(Iн-Iо)= (11133/3,6)*(62-35,5)=81956 Вт

G0-расход воздуха прошедшего через камеру орошения

Iн- энтальпия наружного воздуха

Iо-энтальпия воздуха после камеры орошения

Холодный период

Qп, Вт 45600 tв,С 20 tн,С -18

Wп, кг/ч 15,2 Iв, кДж/кг 36,5 Iн, кДж/кг -16,3

G0,кг/ч 11133 в, % 45 н, % 95%

dв, г/кг 6,6 dн, г/кг 0,7

0пределяется угловой коэффициент луча процесса смешения приточного воздуха с внутренним воздухом в помещении зала по формуле

кДж/кг

2. На I-d-диаграмму наносят точки Н и В. Через точку В проводится луч процесса с угловым коэффициентом пом=10800 кДж/кг. В месте пересечения луча процесса с линиями tу=25,5°С получаем точку У, для неё определяем энтальпию Iу=67 кДж/кг и влагосодержание dy=16,3г/кг.

3.Определим значение энтальпии, кДж/кг, и влагосодержания, г/кг, которыми должен обладать приточный воздух:

• энтальпия удаляемого воздуха, Iу=67 кДж/кг
• теплоизбытки в зрительном зале в зимний период, Qп, = 45600Вт
• количество приточного воздуха, =11133 кг/ч
• влагосодержание удаляемого воздуха,

=7,4 г/кг

4.Построим точку П характеризующую параметры приточного воздуха на входе в помещение, как точку пересечения Iy (или dy) с лучом процесса смешения приточного и внутреннего воздуха. Определим значения температуры приточного воздуха tп=14,5°С.

Важно что выполняется условие при котором Дtпр=tв-tп=5,5 °С полученное для холодного периода не превышает Дtпр=6 °С для летнего периода.

5. Из точки по dп=const опускаемся по линии ц=95% на пересечении получаем точку О- характеризующую состояние воздуха на выходе из оросительной камеры перед его нагревание в калорифере второй ступени подогрева.

6.Определим влагосодержание для наружного воздуха по формуле:

=

7. На пересечении Iо=const из точки О и dн=const из точки Н получаем точку К, характеризующую состояния воздуха на выходе из калорифера первой ступени подогрева и, следовательно, перед камерой орошения.

Соединим точки К и О отрезком КО, который характеризует процесс обработки воздуха в камере орошения- процесс адиабатического увлажнения воздуха в оросительной камере. Температура точки О to=7>2°С выше минимального значения поэтому можно считать что построение сделано правильно.

8. Параметры воздуха во всех точках на i-d диаграмме приведены ниже в таблице 1.

Таблица 1.

точка	t,°С	I, кДж/кг	ц,%	d, г/кг
Н	-18	-16,3	95	0,7
В	20	36,5	45	6,6
У	25,5	44,5	37	7,4
П	14,5	29,8	57	6
О	7	22	95	6
К	20	22	5	0,7

9.Определение искомых величин

• Количество требуемой влаги W кг/ч на компенсацию испарившейся в камере орошения:

Wисп=Gко*(d0-dк)*10-3=11133*(6-0,7)* 10-3=59 кг/ч

Gко-расход воздуха прошедшего через камеру орошения, Gко=11133 кг/ч

d0-влагосодержание после камеры орошения

dк-влагосодержание воздуха перед камерой орошения

• Определим мощность первой секции подогрева:

=

• расход воздуха прошедшего через первую секцию подогрева
• теплосодержание воздуха прошедшего через калорифер первой секции
• теплосодержание наружного воздуха
• Определим мощность второй секции подогрева:

=

• расход воздуха прошедшего через первую секцию подогрева
• теплосодержание воздуха на входе в помещение
• теплосодержание воздуха на выходе из оросительной камеры

4. Компоновка установки кондиционирования воздуха и подбор рабочих секций кондиционера

4.1 Расчёт камеры орошения

Теплый период

Контактные аппараты в виде камер орошения остаются до настоящего времени основным видом оборудования для политропной и изоэнтальпийной обработки воздуха. Далее приведен расчет форсуночной оросительной камеры ОКФ-3 для КТЦ3.

Gко, кг/ч	Lко, м3/ч	Н т. (точка на I-d-диаграмме)	О т. (точка на I-d-диаграмме)
		tв.н., С	Iв.н., кДж/кг	, %	tв.к., С	Iв.к., кДж/кг	, %
11133	9208,4	28,6	62	13,2	13	35,5	95

В качестве точки с начальными параметрами, в теплый период принимаем точки Н( параметры наружного воздуха) и точку О( на выходе из оросительной камеры)

1. Определим площадь поперечного (фронтального) сечения камеры орошения ОКФ-3, выбранного кондиционера определяется по прил.9[1] стр.52 для кондиционера КТЦЗ-10 (исполнение 2)

2. Зададимся значением температуры воды, приходящей с холодильной станции tw1 = 7С, тогда соответствующая этой температуре энтальпия насыщенного воздуха (при =100%) Iв.нас= 22,2 кДж/кг.

3. Коэффициент энтальпийной эффективности:

Iвк-энтальпия конечного состояния воздуха

Iв.н-энтальпия начального состояния воздуха

Iв.нас-энтальпия насыщенного воздуха

где с — коэффициент, определяемый по формуле

с = 1+ 0,000716(Iв.нас — Iв.н.) — 0,00351(Iв.нас — 54)=1+0,000716(22,2-62)-0,00351(22,2-35,5)=1,018

4. Используя рис.3 из прил. 11 для полученного значения Еп определяем коэффицент орошения =2,4, т.к. >0,7, камера работает в устойчивом режиме.

5. Расход разбрызгиваемой воды Gw, кг/ч, определяется:

Gw = Gвозд=2,4*11133=26719,2 кг/ч

• коэффицент орошения

Gвозд-количество воздуха прошедшего через камеру орошения.

6. Расход воды через одну форсунку gф, кг/ч:

gф= Gw/n=26719,2/24=1113,3 кг/ч

n-кол-во форсунок прил.9

7. Давление перед форсунками Рф, кПа, определяется по рис.4 из прил. 11. Рф=130кПа

8. Конечная температура воды:

• температура воды приходящая с холодильной станции

сw — теплоемкость воды, сw=4,19 кДж/(кгград).

9. Потери давления по воздуху в камере орошения и каплеуловителе в режиме работы с влаговыделением (осушка воздуха) определяются по формуле:

рк.о.= 1,6 7,72(v)фр2=1,6*7,72*3=37Па.

(v)фр- массовая скорость воздуха во фронтальном сечении камеры

орошения, кг/(с м2):

(v)фр=

• площадь поперечного сечения камеры орошения

Холодный период

Исходные данные для расчета представлены в виде таблицы:

Gко, кг/ч	Lко, м3/ч	К т. (точка на I-d-диаграмме)	О т. (точка на I-d-диаграмме)
		tв.н., С	Iв.н., кДж/кг	, %	tв.к., С	Iв.к., кДж/кг	, %
11133	9474,8	20	22	5	7	22	95

В качестве точки с начальными параметрами, в холодный период принимаем точку К и О.

1. Коэффициент адиабатной эффективности:

где tм.н. — температура воздуха по мокрому термометру,

tм.н. =6C;

2. Используя рис.3 прил.11 [1] для полученного значения ЕА и определенного типа камеры орошения (теплый период) выбирают коэффициент орошения для изоэнтальпийной обработки воздуха. =2,3

3. Расход разбрызгиваемой воды Gw, кг/ч, определяется по формуле

Gw = Gвозд=2,3*11133=25605,9 кг/ч

4. Расход воды через одну форсунку gф, кг/ч, находят по формуле

gф= Gw/n=25605,9/24=1066,9 кг/ч

5. Давление перед форсунками Рф, кПа, определяется по рис.4 из прил. 11.

Рф=125кПа

6. Потери давления по воздуху в камере орошения и каплеуловителе в режиме работы с влаговыделением (осушка воздуха) определяются по формуле:

рк.о.= 7,72(v)фр2=7,72*3=23,16Па.

(v)фр- массовая скорость воздуха во фронтальном сечении камеры орошения, кг/(с м2):

В холодный период давления воды перед форсунками и расход воды ниже чем летний.

4.2 Расчёт и подбор воздухонагревателей

Расчёт воздухонагревателей производим только на холодный период, для первой и второй секции подогрева.

Первая секция подогрева

Исходные данные:

Gсп, кг/ч, 11133 twгор,С, 120 tв.н.,C, -18

Qсп, Вт, 118400 twохл,С, 70 tв.к.,C, 20

В качестве точки с начальными параметрами принимаем точку Н, точка с конечными параметрами К.

1. Для выбранного кондиционера по КТЦ 3-10 в качестве первой ступени подогрева выбирается 1,5-рядный воздухонагреватель с обводным клапаном ВНО индекс 01.11314 в количестве 2шт установленных параллельно.

2. Массовая скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, v, кг/(м2с), определяется по формуле:

(v)ж.с.2=

• количество воздуха проходящего через первую секцию подогрева

Fвозд — площадь сечения для прохода воздуха, м2.

3. Расход воды Gw, кг/ч, через теплообменник:

• количество воздуха проходящего через первую секцию подогрева кг/ч
• температура подаваемой воды С
• температура обратной воды С

сw — теплоемкость воды, сw = 4,19 кДж/(кгС);

• n- число воздухонагревателей, параллельно включенных по теплоносителю.

4. Скорость воды:

• расход воды через теплообменник кг/ч

fw- площадь сечения для прохода воды, м2, принимаемая так:

Число рядов	1	1,5	2
fw	0,00146	0,00219	0,00293

w — плотность воды, кг/м3, w1000 кг/м3.

Скорость воды в трубках теплообменника может быть от 0,12 до 1 м/с.

5. Коэффициент теплопередачи k, Вт/(мС), для воздухонагревателя:

k= А(v)0,49w0,13=16,2*8,590,49*0,130,13=35,66, Вт/(мС)

А — эмпирический коэффициент, используемый для теплотехнического расчета теплообменников. Значение коэффициента А зависит от конструкции воздухонагревателя и для КТЦ3 принимается:

для полуторарядного воздухонагревателя 16,2

6. Среднеарифметический температурный напор:

С

• температура подаваемой воды С
• температура обратной воды С
• температура воздуха после калорифера С
• температура воздуха перед калорифером С

7. Требуемая площадь поверхности теплообмена Fтр, м2, воздухонагревателя:

м2

• коэффицент теплопередачи Вт/(мС)
• среднеарифметический температурный напор С

8. Располагаемый запас по поверхности нагрева:

%.

9.Потери давления в калорифере:

ДPсп=4,16(v)1,707n=4,16*(8,59)1,707*2=326, Па.

Т.к. запас поверхности не лежит в пределах 10% (2 калорифера соединенных параллельно по воде и последовательно по воздуху с 1,5 рядами трубок каждый), Необходимо применить обвязку воздухонагревателя с циркуляционным насосом и водорегулирующим клапаном, позволяющим изменять температуру теплоносителя на входе в воздухонагреватель.

Вторая секция подогрева

Исходные данные:

Gсп2, кг/ч, 11133 twгор,С, 120 tв.н.,C, 7

Qсп2, Вт, 24100 twохл,С, 70 tв.к.,C, 14,5

В качестве точки с начальными параметрами принимаем точку О, точка с конечными параметрами П.

1. Для выбранного кондиционера по КТЦ 3-10(01.01304) выбриаем однорядный тип воздухонагревателя с обводным клапанов ВНО индекс 01.11114

2. Массовая скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, v, кг/(м2с), определяется по формуле:

(v)ж.с.2=

• количество воздуха проходящего через вторую секцию подогрева

Fвозд — площадь сечения для прохода воздуха, м2.

3. Расход воды Gw, кг/ч, через теплообменник:

• количество воздуха проходящего через первую секцию подогрева кг/ч
• температура подаваемой воды С
• температура обратной воды С

сw — теплоемкость воды, сw = 4,19 кДж/(кгС);

• n- число воздухонагревателей, параллельно включенных по теплоносителю.

4. Скорость воды:

• расход воды через теплообменник кг/ч

fw- площадь сечения для прохода воды, м2, принимаемая так:

Число рядов	1	1,5	2
fw	0,00146	0,00219	0,00293

w — плотность воды, кг/м3, w1000 кг/м3.

5. Коэффициент теплопередачи k, Вт/(мС), для воздухонагревателя:

k= А(v)0,49w0,13=16,86*8,590,49*0,080,13=34,82, Вт/(мС)

А — эмпирический коэффициент, используемый для теплотехнического расчета теплообменников. Значение коэффициента А зависит от конструкции воздухонагревателя и для КТЦ3 принимается:

для однорядного воздухонагревателя 16,86

6. Среднеарифметический температурный напор:

С

• температура подаваемой воды С;
• температура обратной воды С;
• температура воздуха после калорифера С; -температура воздуха перед калорифером С

7. Требуемая площадь поверхности теплообмена Fтр, м2, воздухонагревателя:

м2

• коэффицент теплопередачи Вт/(мС)
• среднеарифметический температурный напор С

8. Располагаемый запас по поверхности нагрева:

%.

9.Потери давления в калорифере:

ДPсп=4,16(v)1,707n=4,16*(8,59)1,707=163, Па.

Т.к. запас поверхности не лежит в пределах 10%. Необходимо применять обводную заслонку для обеспечения заданных параметров приточного воздуха. Проведем дополнительный расчёт, т.е. рассчитаем ту температуру, до которой калорифер должен нагреть воздух, чтобы при смешении с воздухом прошедший через обводную заслонку получить параметры приточного воздуха. Составим воздушно тепловой баланс:

1.Рассчитаем минимальную необходимую площадь поверхности для допустимого запаса по поверхности нагрева:

10%= =14,55

=13,23 м2

2.Среднеарифметический температурный напор.

м2

=52,3С

3.Рассчитаем температуру подаваемой воды т.е. температуру смеси.

С

С

=56,1 С

4.3 Подбор воздушного фильтра

Для очистки воздуха в центральных системах кондиционирования КТЦЗ используем воздушный фильтр ФС-3.

ФС-3 (фильтрующие сетки, пропитанные маслом) предназначены для очистки воздуха от пыли в СКВ и приточной вентиляции при запыленности воздуха до 10 мг/м3. Фильтры не предназначены для очистки воздуха от волокнистой пыли;

• Расчетное сопротивление фильтров движению воздуха в начале эксплуатации 60 Па, а при максимальной запыленности 200 Па.

4.4 Подбор вентиляторного агрегата

Подбор вентагрегата ведётся в следующей последовательности:

Определяют производительность вентилятора. Она равна объемному расходу воздуха в системе L0 (м3/ч) при нормальных условиях.

Lв=Lо=9474,8 м3/ч

2. Определяют потери давления в системе pсис, кПа:

pсис = pв.з. + npф + pсп1 + pко + pсп2 +pс=0,05+1*0,2+0,05+0,326+0,005+0,107=0,738кПа

pв.з. — потери давления при заборе воздуха;

• pф — потери давления в фильтре;
• n — количество установленных фильтров (для очистки наружного воздуха и воздуха на рециркуляцию);
• pсп1 — потери в первой ступени подогрева;
• pсп2 — потери во второй ступени;
• pс — потери в сети воздуховодов.

3. Нагнетатели подбирают с запасом по давлению 10%, поэтому давление, которое должен развивать нагнетатель определяется:

p = 1,1pсис.=0,738*1,1=0,812 кПа=81,2 кгс/м2

4.Выбираем нагнетатель (по справочнику проектировщика Староверова)

Вентилятор Ц4-70 №5 D=0,9Dном n=1420 об/мин

4.5 Расчет шумоглушителя

В акустических расчетах вентустановок пользуются октавными полосами частот, т.е. такими полосами, у которых конечная частота в 2 раза больше начальной (Октавные полосы: 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000 и 8000 Гц).

Целью расчета шумоглушителя является погашение избыточного звукового давления в каждой октавной полосе. Расчет шумоглушения ведется в табличной форме, в следующем порядке:

1) По таблице 17.1. [1] выбираем по типу помещения рекомендуемые номера предельных спектров (ПС), характеризующие допустимый уровень шума от системы вентиляции в различных помещениях. По номеру ПС определяем уровни звукового давления в каждой октавной полосе согласно таблице 17.3. [1].

Для зрительного зала клуба выбираем ПС-30.

2) По таблице 17.5. [1] определяем поправку , дБ, учитывающую распределения звуковой мощности вентилятора по октавным полосам в зависимости от типа вентилятора.

3) По таблице 17.6. [1] определяем поправку , дБ, учитывающую влияние присоединения вентилятора к сети воздуховодов в зависимости от размеров «выхлопа» вентилятора.

4) Рассчитываем октавный уровень звуковой мощности вентилятора.

, дБ,

где

• общий уровень звуковой мощности шума вентилятора относительно 10-12 Вт, дБ;
• поправка, учитывающая распределения звуковой мощности вентилятора по октавным полосам, дБ;
• поправка, учитывающая влияние присоединения вентилятора к сети воздуховодов, дБ.

, дБ,

где

• критерий шумности, зависящий от типа и конструкции вентилятора, дБ (принимается по таблице 17.4. [1]);
• полное давление, создаваемое вентилятором, кгс/м2;
• объемный расход вентилятора, м3/с;
• поправка на режим работы вентилятора, дБ (зависит от действительного к.п.д.).

=41 дБ; =77,48 кгс/м2; =9474,8 м3/ч=2,63 м3/с; =2

дБ.

5) Определяем по таблицам 17.11.-17.15. [1] затухание шума в воздуховоде и местных сопротивлениях (отводы, решетка) до первой решетки.

6) Определяем суммарное затухание шума до первой решетки, суммируя значения, полученные в пункте 5.

7) Определяем уровень звука из первой решетки как разницу между значениями из пункта 4 и пункта 6.

8) Определяем звуковое давление, гасимое стенами, согласно номограмме на рисунке 17.15. [1].

9) Определяем уровень звукового давления в расчетной схеме как разницу между значениями из пункта 7 и пункта 8.

10) Производим учет шума от других механических систем, находящихся в помещении по формуле:

, дБ,

где

• общее количество механических систем в помещении.

В зрительном зале помимо системы кондиционирования другие системы отсутсвуют.

=0 дБ.

11) Рассчитываем требуемое снижение шума в каждой октавной полосе как разницу между уровнем звукового давления в расчетной схеме (пункт 9) с учетом шума от других механических систем (пункт 10) и допустимым уровнем шума по ПС (пункт 1).

12) По полученным значениям подбираем пластинчатый шумоглушитель (определяем его длину) по таблице 17.16. [1] таким образом, чтобы он «покрыл» требуемое снижение шума в каждой октавной полосе.

Расчеты шумоглушения сведены в таблицу 1 приложения 4.

После подбора шумоглушителя определяем размеры его поперечного сечения.

Для этого определяем нормируемую скорость воздуха в шумоглушителе в зависимости от ПС. Для ПС-30 =5 м/с.

Находим площадь живого сечения шумоглушителя:

, м2,

где

• объемный расход системы П1, м3/ч;
• нормируемая скорость воздуха в шумоглушителе, м/с.

Затем задаемся высотой шумоглушителя, h=1м

Делим площадь живого сечения шумоглушителя на заданную высоту.

Далее, полученную величину делим на ширину одной пластины выбранного шумоглушителя (в данном случае b=0,8) и получаем количество пластин шумоглушителя.

=9474,8 м3/ч м2;

0,526/1 =0,526 принимаем n=1 шт.

Таким образом, принимаем шумоглушитель сечением 1000Ч1000 мм длиной 3 м

4.6 Расчет шумоглушителя системы кодиционирования

5. Подбор холодильной машины

5.1 выбор расчётного рабочего режима

При расчете холодильной машины, кроме расхода холода непосредственно на обработку воздуха (воды) следует учитывать дополнительный непроизводительный расход холода. При охлаждении воды потеря холода связана с нагревом воды в баках из-за теплопередачи через стенки, с нагревом воды в сети трубопроводов, по которым она перемещается, а также с нагревом в насосах. Поэтому при обработке воздуха холодной водой расчетное количество холода определяется:

Q0 =1,07Qx.

Холодопроизводительность парокомпрессорной холодильной машины является не постоянной величиной, а различна, и зависит от режима работы, определяемого температурами и давлениями конденсации и кипения (испарения).

Исходные данные:

Qx=Gко(Iнач — Iкон)=81956 Вт

Qо=1,07 Qx=87693 Вт

tнач, С 28,6 Iнач, кДж/кг 62 tм.нач, С 20

tкон., С 13 Iкон, кДж/кг 35,5 кон, % 95

tw1,C 7 tw2,C 9,7

1. Температура испарения холодильного агента:

• tw1 — температура воды на выходе из испарителя, tw1= 7С;
• tw2 — температура воды на входе в испаритель (из расчета камеры орошения),С.

Во избежание образования льда температура испарения tи должна быть выше 23С.

2.Температура всасывания паров хладагента в цилиндре компрессора («сухой ход»):

tвс= tи+ (15..30)=4,3+20=24,3 С

3. 0хлаждение воды до tw3 для конденсатора производится в камере орошения К02. Выбирается типовая камера орошения с двумя рядами форсунок при плотности их установки 13 шт/м2 ряд. Коэффициент орошения при этом =0,6..0,9кг/кг. Вода изменяет температуру на tw=(3..5) С. Расчет К02 производится в следующем порядке:

а) энтальпия воздуха, кДж/кг, на выходе из К02:

I/кон= Iн+ 4,19tw=62+4,19*0,6*2,7=68,8 кДж/кг

Iн-энтальпия воздуха перед камерой орошения,

• коэффицент орошения, =0,6

tw-изменения температуры в камере орошения

б) коэффициент эффективности:

Е = 0,9310,13 =0,931*0,60,13=0,871

• коэффицент орошения, =0,6

в) температура мокрого термометра на выходе из К02:

t/м.кон. =tм.н.+ С

tм.н-температура мокрого термометра перед камерой орошения

• энтальпия воздуха на выходе из КО2
• энтальпия воздуха перед камерой орошения

г) находят начальную температуру охлажденной воды:

= С

е) конечная температура:

tw3= tw4 — (3..5)=28,4-5=23,4

tw3-температура охлаждающей воды на входе в конденсатор С

tw4-температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора С

4. Температура конденсации холодильного агента:

5.Температура переохлаждения жидкого холодильного агента перед регулирующим вентилем:

tпер= tк- (3..5)=30,9-5=25,9(23,4+2)

5.2 Построение цикла одноступенчатой холодильной машины

При расчетах рабочего холодильного процесса исходят из условия установившегося теплового состояния холодильной установки, когда в единицу времени через каждый ее элемент (компрессор, конденсатор, регулирующий вентиль и испаритель) проходит постоянное количество холодильного агента (фреон-22).

Расчет такого процесса заключается в определении количества отводимого от конденсатора и подводимого к испарителю тепла при условии постоянства начальных и конечных температур и давлении, а также в определении количества тепла, полученного в результате сжатия паров в компрессоре.

Для упрощения тепловых расчетов холодильного процесса применяются диаграммы Т-s и lgР-i.

Значения параметров основных точек сводятся в таблицу:

N	t, C	P,	V, М3/кг	i,	S,	Состояние
1	4,35	5,5	0,053	406,4	1,75	Сухой насыщенный пар=1
1/	24,3	5,5	0,058	421,5	1,80	Перегретый пар
2	66	14	0,028	444,0	1,80	Перегретый пар
2/	30,9	14	0,023	414,0	1,72	Сухой насыщенный пар=1
3	30,9	14	0,000	238,0	1,17	Насыщенная жидкость=0
3/	25,9	14	—	230,0	1,10	Переохлажденная жидкость
4	4,35	5,5	0,007	230,0	1,11	Влажный насыщенный пар

5.3 Тепловой расчет холодильной машины

Расчет производится в следующей последовательности:

1. Удельная весовая холодопроизводительность холодильного агента, кДж/кг:

q0 =i1′ — i4=421,5-230=191,5 кДж/кг

Теплота, отводимая от 1кг холодильного агента в конденсаторе и теплообменнике, кДж/кг:

Qx = i2 — i3/=444-230=214кДж/кг

или

qk=q0 +l=191,5+(444-421,5)=214 кДж/кг

l -Теоретическая работа сжатия в компрессоре, кДж/кг: (l=i2 — i1/)

3. Холодильный коэффициент цикла:

5.4 Подбор оборудования холодильной машины

5.4.1 Подбор компрессора

Расчет и подбор компрессора производится в следующей последовательности:

Находят степень сжатия паров в компрессоре: (по графику)

-=

2. Определяют коэффициент подачи поршневого компрессора:

=1234 =0,923* 0,877*0,95*0,97=0,74

где 1- объемный коэффициент, учитывающий влияние объема мертвого пространства, который равен:

1=1- с = 1- 0,05 =0,923

с — коэффициент вредного пространства, для мелких компрессоров с=0,05; m — показатель политропы, для хладонов m =(0,91,1); принимаем =1

2 — коэффициент подогрева, равный: 2 = (273+tн)/(273+tк)=(273+24,3)/(273+66)=0,877

3 — коэффициент дросселирования, учитывающий сопротивления в компрессоре. Для температуры испарения tн -30С 3 = (0,940,97); примем 0,95

4 — коэффициент плотности, учитывающий утечки, 4== (0,960,98).примем 0,97

3. Объемная холодопроизводительность холодильного агента, кДж/м3:

кДж/м3

• удельный объём перегретого пара

4. В каталогах приводятся производительности, кДж/ч, холодильных установок при стандартных условиях работы. Поэтому необходимо связать рабочую и стандартную холодопроизводительность. На первом этапе следует пересчитать рабочую холодопроизводительность на стандартную:

Вт

ст =0,67;

• qvст = 318 ккал/м3 = 1332,4 кДж/м3.

5. Далее по каталогам выбирают холодильную машину с близким к Qст значением. Выбираем компрессор Copeland ZRT122KCE-TFD холодопроизводительностью 32,4кВт

6.Определяем для выбранного компрессора действительную рабочую производительность по холоду и запас производительности:

• <15%

т.е.холодильную машину выбрали правильно

7. Часовой объем компрессора, м3/ч, для выбранной холодильной машины:

м3/ч

= Вт=319565 кДж/ч

7. Количество, кг/ч, циркулирующего фреона:

• удельная весовая холодопроизводительность=191,5 кДж/кг

8. Теоретическая мощность, затраченная в компрессоре:

5.4.2 Расчёт коденсатора

Расчет конденсатора сводится к определению его теплопередающей поверхности и количества охлаждающей воды.

1. Средняя логарифмическая разность температур t между парами хладагента и охлаждающей средой:

=4,56 С

где t1 и t2 — разность температур потоков в начале и в конце теплообмена:

• t1=tк — tw3=30,9-23,4=7,5 С;
• t2=tк — tw4=30,9-28,4=2,5 С

2. Определяем тепловую нагрузку конденсатора, Вт:

Qк=Qраб+ Nд=88768+3625=92303 Вт

Nд — тепловой эквивалент мощности, затрачиваемой компрессором на сжатие холодильного агента:

Nд=Nт/=2,9/0,8=3,625 кВт

Nт — теоретическая мощность, кВт;

• индикаторный КПД, учитывающий энергетические потери. определяется по графику или по приближенной формуле:

= 0,8325- 0,0125(Рк/Ри)= 0,8325- 0,0125*2,54=0,8

3. Требуемая площадь теплопередающей поверхности конденсатора Fк, м, определяется по формуле:

м2

Qk — тепловая нагрузка конденсатора, кДж/ч или Вт;

k — коэффициент теплопередачи конденсатора k=1740 Вт/(м2*С)

4. Определив значение Qк необходимо выбрать тип конденсатора. Технические характеристики горизонтальных кожухотрубных конденсаторов приведены в табл. 5.7 [7] или в табл.3 и 4

Выбираем конденсатор КТР-12 F=12,8 м2

5. Количество воды W, м3/ч, охлаждающей конденсатор:

м3/ч

сw — удельная теплоемкость воды, сw=4,19 кДж/(кг град);

• w-плотность воды (w =1000кг/м3);
• тепловая нагрузка конденсатора= 92303 Вт=332291 кДж/ч

5.4.3Расчёт испарителя

1. Определяем Среднюю логарифмическую разность температур t между парами хладагента и охлаждающей средой:

где t1 и t2 — разность температур потоков в начале и в конце теплообмена:

t1=tw2 — tи=9,7-4,35=5,35С

t2=tw1 — tи=7-4,35=2,65С

2. Определим требуемую теплопередающую поверхность испарителя:

м2

t — средняя логарифмическая разность между температурами кипящего хладона и нагревающей средой:

k — коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности испарителя, k=700 Вт/(м2С

Qи= Qраб — тепловая нагрузка испарителя (холодопроизводительность), Вт;

3.Выбираем тип испарителя по [7] или табл. 5 и 6 из прил.12. выбираем испаритель 35ИКР=35 м2

4. Количество воды, прошедшей через испаритель, W, м3/ч, определяется:

м3/ч

5.4.4 Расчет бака-аккумулятора

Для холодильных станций, производительность которых определяется по максимальному часовому потреблению холода, емкость системы холодоснабжения рассчитывается следующим образом. Согласно нормативным данным число включений холодильной машины должно быть не более 4 раз в час. Для обеспечения этого требования минимальная емкость системы холодоснабжения W, м3, определяется:

м3

Qx — расчетная холодопроизводительность одной холодильной машины, тыс.кДж/ч;

• сw — теплоемкость воды, кДж/кгС;
• n — число установленных машин.
• максимальная температура хладагента
• минимальная температура хладагента

Принимают размеры бака-аккумулятора 100010001000мм.

5.5 Компоновка холодильной станции

Холодильные станции с машинами R-22 по взрывопожарной безопасности относятся к категории «Д» и к выбору места их расположения предъявляют следующие требования:

холодильные станции и отдельные машины производительностью до 700 кВт допускается размещать в подвалах и цокольных этажах зданий (кроме жилых), если над перекрытием станции исключена возможность массового постоянного или временного пребывания людей.

Холодильные станции большей производительности могут размешаться в промышленных зданиях, в специальных пристройках к обслуживаемым зданиям, в заглубленных отдельно стоящих помещениях, а также в подвалах и цокольных этажах, вынесенных из-под контура зданий. Высоту помещения для размещения холодильных машин принимают не менее 3,6 метров, считая до выступающих частей перекрытия.

Проходы между выступающими частями рядом стоящих машин необходимо предусматривать не менее 1 м, между машинами (аппаратами) и стеной здания не менее 0,3 м, между машинами и колоннами — не менее 0,7 м, между щитом управления и машинами — не менее 1,5м.

6. Аэродинамический расчёт СКВ

6.1 Аэродинамический расчёт сети воздуховодов приточной системы

Целью аэродинамического расчёта является:

• Определение размеров воздуховодов;
• Определение аэродинамического сопротивления, которое должен преодолеть вентилятор рассчитываемой системы и увязка ответвлений.

Для выполнения расчета вычерчиваем в масштабе аксонометрические схемы этих систем. Далее нумеруем участки и определяем расходы по этим участкам.

Выбираем главное направление. Расчет проводим в табличной форме.

Последовательность расчета:

1. Загружаем систему с решеток, разбиваем схему на участки.

2. На каждый участок наносим длину и необходимое количество удаляемого или приточного воздуха.

3. Задаемся скоростью в воздуховоде (2-6м/с).

4. Определяем расчетную площадь сечения воздуховода:

5. По площади подбираем стандартное сечение воздуховода. После чего уточняем скорость движения воздуха по сечению

6. Определяем эквивалентный диаметр воздуховода

где, а и б- стороны прямоугольного воздуховода.

7. По и скорости определяем удельные потери на трение R, табл. 12.13 [1].

8. Определяем поправочный коэффициент на шероховатость стенок воздуховода (для стали n=1, для кирпичных стен воздуховода в зависимости от скорости), табл. 12.13 [1].

9. Определяем полные потери на трение:

10. Рассчитываем потери давления в местных сопротивлениях:

где, — сумма коэффициентов местных сопротивлений на участке,

• плотность подаваемого или удаляемого воздуха, кг/м3.

11. Определяем полные потери давления на участке:

12. Суммируем все потери давления на всех участках.

После этого рассчитываются все ответвления сети магистрали с увязкой потерь давления в узлах слияния потоков при допустимой невязке 10%. Увязку осуществляют с помощью диаметров и диафрагм. Потери давления по всей главной магистрали от входа воздуха в систему до выхода из неё суммируются (включая и сопротивление оборудования приточной камеры) и на это давление с 10%-ным запасом и суммарный расход воздуха с учётом подсосов и утечек подбирается вентилятор.

7. Расчёт и подбор сплит-системы

вентиляция воздухообмен кондиционирование

Расчёт необходимых киловатт холода для артистической (помещение №8)

Тепло от солнечной радиации, поступающее через наружные стены

Q1=V*30=71,4*30=2142 Вт

Где V- внутренний объём помещения, V=71,4 м3

Тепло от солнечной радиации, поступающее через оконные проёмы

Q2=Fостекления*100*k=3,36*100*1,5=504 Вт

Где Fостекления — площадь остекления Fостекления=(1,2*1,4*2)=3,36 м2

k-коэффициент на ориентацию окон по сторонам света к=1,5

Тепло выделяемое людьми находящимися в помещении

Q3=100*n=100*6=600 Вт

n-кол-во людей находящихся в помещении

Тепло выделяемое различным оборудованием

Q4=500 Вт -рассчитывается индивидуально для каждого оборудования

Мощность кондиционера по холоду

Q=1,2(Q1+ Q2+ Q3+ Q4)=1,2(2142+504+600+500)=4495,2 Вт

Подбираем кондиционер BALLU BSAG-18HN1_17Y

БРЕНД	Ballu
	Китай
ГАРАНТИЯ, МЕСЯЦЕВ	36
ГАБАРИТЫ, ММ	982Ч231Ч315/760×545Ч255
РАСХОД ВОЗДУХА, М3/Ч	1050
ВЕС, КГ	12,0/36,0
УРОВЕНЬ ШУМА, ДБ	23
МОЩНОСТЬ ОХЛАЖДЕНИЯ, КВТ	5,0
МОЩНОСТЬ ОБОГРЕВА, КВТ	5,2

Список использованной литературы

[Электронный ресурс]//URL: https://drprom.ru/kursovaya/ventilyatsiya-zritelnogo-zala/

1. Кондиционирование воздуха в зрительных залах клубов и кинотеатров: Методические указания к курсовому проектированию для бакалавров профиля » Теплогазоснабжение и вентиляция» / Сост. Т.Н. Романова, А.И. Бурков.

2. Внутренние санитарно технические устройства. Под редакцией И.Г. Староверова ч.2. Вентиляция и кондиционирование воздуха М. Стройиздат, 1978.

3. Внутренние санитарно-технические устройства. В 3ч. Ч.3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Кн2. Под редакцией Н.Н. Павлова и Ю.И. Шиллера.М. Стройиздат 1978.

4. Методическое указание к курсовому проектированию для студентов специальности 2907 «Теплогазоснабжение и вентиляция». Составители М.В. Пальшин. В.В. Бондаренко, Г.С. Мишнева, ПГТУ, Пермь, 1995г.

5. СП 131.13330.2012 Строительная климатология.

6. СП 60.133330.2012. Отопление, вентиляция и кондиционирование.