|
Период года
|
Тип параметра
|
 ,   , 
|
|
|
Теплый
|
Начальные
|
24,7
|
53,6
|
|
Конечные
|
18
|
50
|
|
Холодный
|
Начальные
|
19,8
|
40,1
|
|
Конечные
|
15,3
|
40,1
|
2.3.2 Расчет камеры орошения для теплого периода
Расчет камеры орошения производим по методике, указанной в [6].
1) коэффициент адиабатной эффективности
, (2.17)
где
- начальная температура воздуха, ;
-
конечная температура воздуха, ;
- предельная
температура воздуха, по hd-диаграмме 
.
.
)
коэффициент орошения
, (2.18)
где
по [6].
.
)
минимальное значение коэффициента орошения
, (2.19)
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
, (2.20)
Где
,(2.21)
где
коэффициент орошения;
коэффициент
адиабатной эффективности;
коэффициент,
по [6] 
.
.
.
5) расход воды
, (2.22)
где
коэффициент орошения;
расход
воздуха в камере орошения, .
.
)
температурный коэффициент
, (2.23)
где
коэффициент орошения;
теплоемкость
жидкости, 
;
коэффициент
адиабатной эффективности;
коэффициент
политропной эффективности;
коэффициент,
определяемый по [6] 
.
.
)
начальная температура воды
, (2.24)
где
- предельная температура воздуха,;
коэффициент
орошения;
теплоемкость
жидкости, ;
температурный
коэффициент;
конечная
энтальпия воздуха, 
;
начальная
энтальпия воздуха, .
.
)
конечная температура воды
, (2.25)
где
начальная температура жидкости, ;
коэффициент
орошения;
теплоемкость
жидкости, ;
конечная
энтальпия воздуха, ;
начальная
энтальпия воздуха, .
.
9) потери давления в форсунках
, (2.26)
где
расход жидкости одной форсункой, определяемый по
формуле
, (2.27)
где
расход воды в камере орошения, 
;
количество
работающих форсунок в камере орошения.
.
.
Полученное
значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок 
.
)
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 
.
)
коэффициент политропной эффективности и коэффициент орошения определяются по
[6] 
, 
.
)
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
.
)
температурный коэффициент
.
)
начальная температура жидкости
.
)
конечная температура жидкости
.
)
по [6] определяем избыточное давление перед коллектором, обеспечивающего потери
давления по воде в системе орошения 
.
Полученное
значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок 
.
)
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 камеры орошения для холодного периода года
Расчет камеры орошения в холодный период года аналогичен проектированию в
теплый период.
1) коэффициент адиабатной эффективности
.
)
коэффициент орошения
.
Минимальное
значение коэффициента орошения 
.
по
коэффициенту орошения условие надежности выполнено.
3) коэффициент политропной эффективности
.
.
)
расход воды
.
5)
температурный коэффициент
.
)
начальная температура воды
.
)
конечная температура воды
.
)
потери давления в форсунках
.
.
Полученное
значение удовлетворяет условию надежности работы форсунок 
.
)
потери давления по воздуху: [7].
2.4 ВЫБОР ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ
При
создании в помещениях микроклимата с помощью СКВ применяются холодильные
машины, вырабатывающие высокотемпературный холод (
). В качестве источника холода используется
охлажденная вода из оборотной системы водоснабжения.
Расчет
производится для теплого периода года, когда расход воды максимальный.
1) начальная температура воды
, (2.28)
где
- предельная температура воздуха,;
коэффициент
орошения;
теплоемкость
жидкости, ;
температурный
коэффициент;
конечная
энтальпия воздуха, ;
начальная
энтальпия воздуха, .
.
2) конечная температура воды
, (2.29)
где
начальная температура жидкости, ;
коэффициент
орошения;
теплоемкость
жидкости, ;
конечная
энтальпия воздуха, ;
начальная
энтальпия воздуха, .
.
)
температуру холодной воды на выходе из холодильной машины принимается равной 
.
)
для определения расхода холодной воды составляется уравнения теплового баланса
, (2.30)
где
расход смеси, 
;
расход
холодной воды на выходе из холодильной машины, ;
расход
воды из поддона, ;
температуры
смеси,
;
температура
воды на выходе из холодильной машины,
;
температура
воды из поддона,
.
Расход
смеси
.
.
Решив
систему, получаю
;
.
5) холодопроизводительность машины
, (2.31)
где
расход холодной воды на выходе из холодильной машины,
;
теплоемкость
воды,
;
конечная
температура воды,
;
температура
воды на выходе из холодильной машины,
.
.
По полученной холодопроизводительности выбрана холодильная машина 2МКТ
80-2 [8] с хладоагентом хладон R-22,
приведеннаяна рисунке 2.14.
- приборный щит; 2 - пульт управления; 3 - поршневой компрессор; 4 -
фильтр-осушитель; 5 - конденсатор; 6 - испаритель.
Рисунок 2.4 - Холодильная машина 2МКТ 80-2.
Требуемая
холодильная нагрузка 
не превышает 150 кВт, поэтому целесообразно применить
децентрализованную систему холодоснабжения [4]. Она является более экономичной
по сравнению с централизованной из-за отсутствия баков-аккумуляторов, емкостей
для сбора хладоносителя и трубопроводов для его перемещения. Однако для
реализации выбранной системы холодоснабжения необходимо выделение на
предприятии специального помещения для размещения холодильной станции.
Потребуется также разработка мероприятий по защите от шума и вибрации
находящегося в непосредственной близости обслуживаемого помещения.
Действительную
холодопроизводительность выбранной холодильной машины необходимо определить с
помощью настроечной диаграммы, представленной на рисунке 1.5. Определение
холодопроизводительности производится при температуре холодной воды на выходе
из испарителя холодильной машины 
°С.
1, 2, 3, 4 - кривые, соответствующие температуре воды на входе в
конденсатор холодильной машины tw1
20, 25 и 30 °С соответственно; 4 - зависимость , соответствующая расчетной
температуры воды на входе в конденсатор tw1= 22,9 °С
Рисунок 2.5 - Зависимости холодопроизводительности Q0 и потребляемой мощности Nэ от температуры холодной воды на выходе из испарителя ts2 и температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор
tw1 для машины 2МКТ80-2.
Температура
воды 
, поступающей в конденсатор холодильной машины из
системы оборотного водоснабжения при использовании вентиляционной градирни,
определяется по уравнению [12]
, (2.32)
где
-температура наружного воздуха в теплый период года по
«смоченному» термометру, определяемого по h-d
диаграмме, 
°С;
- перепад
температуры воды в градирне, °C; для вентиляционных градирен
°C
(принято 
°C);
- КПД
градирни; для вентиляционных градирен =0,7-0,8
(принято 
).
°C.
Найденная
с помощью рисунка 2.15 действительная производительность холодильной машины
2МКТ 80-2 равна 177 кВт. Максимальная расчетная холодильная нагрузка секции
орошения одного кондиционера КТЦ3-63 Q0 =64,75 кВт. В этом случае целесообразно холодильную
машину использовать для холодоснабжения двух установленных кондиционеров, так
как СКВ работает только две смены в сутки.
2.5 Выбор циркуляционного насоса
Для выбора насоса необходимо знать потери давления по контуру циркуляции.
Поэтому предварительно составляется схема обвязки секции орошения по воде
(рисунок 2.16). 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 2.6.
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.
.5.1 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.
1) Расчетный диаметр трубопровода
,
(2.33)
где
- объемный секундный расход воды, м3/с;
-
скорость воды в первом приближении 
м/с.
,
(2.34)
- часовой
расход воды (жидкости),
= 
кг/ч;
-
плотность жидкости, 
кг/м3.
м3/с.
Диаметр
всасывающего трубопровода
.
)
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 2.6 - Обвязка по воде элементов секции орошения ОКФ кондиционера
КТЦ3-63
3)
Фактическая скорость воды 
в трубопроводе
, (2.35)
м/с.
4) Критерий Рейнольдса
, (2.36)
-
кинематическая вязкость жидкости, 
м2/с.
.
5) Предельные критерии Рейнольдса:
, (2.37)
, (2.38)
;
.
6)
Коэффициент гидравлического трения
, (2.39)
.
)
Потери давления на трение
, (2.40)
.
)
Потери давления на местных сопротивлениях
, (2.41)
- 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.
.
)
Общие потери давления на всасывающем участке
,
(2.42)
.
2.5.2 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
)
Потери давления на трение на 2- м участке
кПа
)
Потери давления на трение на 3- м участке
кПа,
где
,
м/с.
Потери давления на местные сопротивления
) Потери давления на 1-м участке
)
Потери давления на 2-м участке
.
2) Потери
давления на 3-м участке
Общие
потери давления на нагнетании
.
.5.3 Выбор циркуляционного насоса
Теплый период года
1) Общие
потери давления 
, кПа,
, (2.43)
где
- потери давления на всасывающем участке,
;
- потери
давления на нагнетательном участке,
;
- потери
давления в форсунках,
;
- потери
давления на подъем столба жидкости 
, определяемые
по формуле
, (2.44)
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) Потери напора (в метрах водяного столба)
, (2.45)
,
,
,
,
,
где
,
,
,
- потери напора на всасывании, нагнетании и в
форсунках, потери напора на подъем столба жидкости и суммарные потери напора
соответственно, м вод. ст.
)
Получение характеристики сети циркуляционного контура осуществляется
графически. Для этого строятся характеристики последовательно соединенных
всасывающего и нагнетательного участков, гидравлическая характеристика форсунки
(выражения 2.46 -2.49) и строится линия постоянного статического давления
(потери напора на подъем столба жидкости) (рисунок 2.13):
, (2.46)
, (2.47)
, (2.48)
, (2.49)
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 =126165,6 м3/ч и потере напора 10,89 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 2.7. Без
проведения регулирования производительность насоса Vнас =146 м3/ч превышает требуемую.
Для
работы насоса по параметрам рабочей точки Т необходимо изменить частоту
вращения двигателя насоса. Требуемое число оборотов насоса 
определяется по уравнению
. (2.50)
об/мин.
Таким
образом, чтобы выбранный насос К160/20 работал на заданную сеть, осуществляя
подачу к форсункам воду в количестве =126,42 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 105,31 м3/ч (рабочая точка Х). Для этого необходимо
понизить частоту вращения двигателя насоса с номинальной об/мин до 
об/мин.
Рисунок 2.7 - 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.
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 24,34 м3/с.
Расход
удаляемого воздуха Lв в [1]
принят для исключения инфильтрации на однократный воздухообмен менее расхода
приточного воздуха (Lв=28,42 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:
) Привести характеристики каждого предварительно выбранного вентилятора с
учетом потерь на всасывании и нагнетании к общей точке (коллектор 4).
) Привести к общей точке (коллектор 4) сети параллельно работающих восьми
воздуховодов 5.
) 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.
.2 Проектирование приточной
системы
.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
.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
|
9
|
10
|
|
Расстояние между ВР, м
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
2,4
|
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 10, 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;
-
нерегулируемая решетка; 4 - нагнетательный воздуховод;
-коллектор;
6 - воздуховод приточной системы;
,
9, 10 - дроссель-клапан; 1, 2, 3, …, 10 - участки магистрального
воздуховода
приточной сети (десять воздуховодов);
*, …, 9* -
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 (45,9 Па вместо 6,62 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
|
0,3
|
2,40
|
2,38
|
0,350
|
1,3
|
55574
|
0,022
|
0,50
|
6,12
|
6,62
|
45,91
|
|
2
|
0,315
|
0,4
|
0,6
|
2,40
|
4,86
|
0,350
|
0,0
|
111147
|
0,019
|
1,76
|
0,00
|
1,76
|
47,67
|
|
3
|
0,315
|
0,4
|
0,9
|
2,40
|
7,29
|
0,350
|
0,1
|
166721
|
0,018
|
3,72
|
3,06
|
6,78
|
54,45
|
|
4
|
0,5
|
0,4
|
1,2
|
2,40
|
6,12
|
0,444
|
0,0
|
176600
|
0,017
|
2,02
|
0,00
|
2,02
|
56,47
|
|
5
|
0,5
|
0,4
|
1,5
|
2,40
|
7,65
|
0,444
|
0,0
|
220751
|
0,017
|
3,05
|
0,00
|
3,05
|
59,51
|
|
6
|
0,5
|
0,4
|
1,8
|
2,40
|
9,18
|
0,444
|
0,1
|
264901
|
4,28
|
4,86
|
9,14
|
68,65
|
|
7
|
0,7
|
0,4
|
2,1
|
2,40
|
7,65
|
0,509
|
0,0
|
252860
|
0,016
|
2,57
|
0,00
|
2,57
|
71,22
|
|
8
|
0,7
|
0,4
|
2,4
|
2,40
|
8,74
|
0,509
|
0,0
|
288983
|
0,016
|
3,30
|
0,00
|
3,30
|
74,51
|
|
9
|
0,7
|
0,4
|
2,7
|
2,40
|
9,84
|
0,509
|
0,1
|
325105
|
0,016
|
4,11
|
5,58
|
9,68
|
84,20
|
|
10
|
0,9
|
0,4
|
3,0
|
2,40
|
8,50
|
0,554
|
0,6
|
305655
|
0,016
|
2,81
|
25,0
|
27,8
|
112,0
|
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*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
2*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
3*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
4*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
5*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
6*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
7*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
8*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
|
9*
|
0,30
|
0,2
|
4,9
|
0,25х0,25
|
3,17
|
81125
|
0,021
|
0,24
|
45,67
|
45,91
|
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 3.4.
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*
|
45,91
|
45,91
|
39,28
|
436,47
|
0,1965
|
|
2*
|
47,67
|
45,91
|
45,91
|
510,08
|
0,1915
|
|
3*
|
54,45
|
45,91
|
47,67
|
529,67
|
0,1903
|
|
4*
|
56,47
|
45,91
|
54,45
|
605,00
|
0,1860
|
|
5*
|
59,51
|
45,91
|
56,47
|
627,40
|
0,1848
|
|
6*
|
68,65
|
45,91
|
59,51
|
661,25
|
0,1831
|
|
7*
|
71,22
|
45,91
|
68,65
|
762,77
|
0,1783
|
|
8*
|
74,51
|
45,91
|
71,22
|
791,33
|
0,1771
|
|
9*
|
84,20
|
45,91
|
74,51
|
827,94
|
0,1755
|
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);
- 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 Sввс, Sвн, Sвв - характеристики сети на всасывании
и нагнетании вентиляторов и характеристика каждого из восьми приточных
воздуховодов соответственно, кПа/(м3/ч)2;
-
объемный расход приточного воздуха, =108000 м3/ч;
-
количество параллельно работающих кондиционеров;
-
количество параллельно подключенных через коллектор приточных воздуховодов.
=1,261∙10-7
=1,872∙10-8
=6,235∙10-7
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 122000 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.
- 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 3.3 - 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 =108000 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 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.
.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
решетки, установленные в воздуховоде постоянного поперечного сечения,
проложенного в нижней части рабочей зоны. Схема вытяжной системы представлена
на рисунке 3.5.
- вытяжной воздуховод постоянного поперечного сечения; 2 - вытяжная
решетка; 3 - вытяжной воздуховод (коллектор) постоянного сечения; 4 - вытяжной
вентилятор; 5 - вытяжная шахта; 6 - вытяжной зонт; 7 - кондиционер КТЦ3-40; 7.1
- приемная секция; 7.2 - приточный вентилятор; 8 - воздуховод рециркуляционный;
, 10 - дроссель-клапан
Рисунок 3.5 - Схема вытяжной системы
3.4.1 Потери давления на линии от воздухозаборных устройств
до коллектора
Расчет потерь давления проводится для одного всасывающего воздуховода
постоянного сечения с отверстиями. Потери давления в другом воздуховоде будут
такие же.
Общие потери давления на участке всасывания (от вытяжных отверстий до
воздушного коллектора) будут равны потерям давления на одном воздуховоде.
Расчет вытяжного воздуховода постоянного сечения с одинаковыми
отверстиями (раздел 7) состоит в следующем.
Требуется
определить площадь поперечного сечения воздуховода
, м2, площадь отверстия 
м2, и потери давления в воздуховоде 
,Па.
Расчет
осуществляется в следующем порядке.
Определяется
площадь поперечного сечения воздуховода по
уравнению
(3.11)
где
- объемный расход воздуха, удаляемого воздуховодами
постоянного сечения, м3/с;
-
количество вытяжных воздуховодов, = 2;
-
скорость воздуха в конце воздуховода (перед коллектором 3).
Из
архитектурно-строительных соображений принимаются высота hв и ширина воздуховода bв. Учитывая, что светопрозрачные ограждения (окна)
расположены на высоте 1500 мм от уровня пола, высота воздуховода hв
принята в соответствии с [3] равной
1250 мм.
Для
снижения загромождения проходов около наружных стен ширина воздуховода
установлена равной 560 мм;
Корректируется
площадь поперечного сечения вытяжного воздуховода 
:
Уточняется
скорость воздуха в конце воздуховода 
(перед
коллектором 3):
.
Определяется
площадь вытяжного отверстия по алгоритму, описанному в разделе 7:
а)
принимается количество вытяжных отверстий 
= 20;
б)
устанавливается допустимое относительное отклонение 
скорости всасывания в n-е отверстие 
от среднего значения скорости всасывания 
определяемой по выражению
; (3.12)
в)
находится площадь вытяжного отверстия по формуле
, (3.13)
где
μ
- коэффициент расхода через вытяжное
отверстие;
f -
относительная площадь приточных отверстий, определяемая по выражению
. (3.14)
В
курсовой работе принят вытяжной воздуховод с мелкими отверстиями, μ = 0,63 (раздел 7).
Комплекс
определяется графоаналитическим методом, предложенным
по результатам исследований профессора В.Н.Талиева [65].
Для
нахождения комплекса необходимо рассчитать критерий Рейнольдса 
, коэффициент трения 
,
эквивалентный диаметр вытяжного воздуховода 
и комплекс (
),
состоящий из произведения коэффициента трения и
относительной длины вытяжного воздуховода 
:
, (3.15)
где
- длина вытяжного воздуховода, м, = 35 м.
Эквивалентный
диаметр рассчитывается по выражению
.
=
35/0,77 = 45,45.
Критерий
Рейнольдса Re определяется по формуле
.
Коэффициент
трениявычисляется по выражению
Находится
комплекс (
):
() = 0,013∙45,45 = 0,59
Принимается
допустимое относительное отклонение 
скорости
всасывания в n-е отверстие равным 0,1.
На
поле диаграммы (рисунок 3.5) откладывается по оси ординат принятое значение = 0,1. Из точки пересечения линии = 0,1 и кривой для комплекса () = 0,59 проводится вертикаль до пересечения с кривой
() = 0,59, соответствующей относительному отклонению 
скорости всасывания в 1-е отверстие, равное 0,07. На
оси абсцисс находится значение комплекса = 0,38.
По
формуле (Е3.13) определяется площадь всасывающего прямоугольного отверстия с
мелкими отверстиями (сеткой)
.
Принимаются
размеры прямоугольного отверстия: высота 
ширина 
= 0,11 м.
Определяется
средняя скорость всасывания 
по
выражению (3.12):
.
,59;
0; 1; 2; 3 - кривые зависимости относительного отклонения 
и 
скорости
всасывания в n-е и 1-е отверстие от комплексов (
)
Рисунок
3.5 - Зависимость относительного отклонения скорости всасывания от комплексов () и 
Находится
максимальная и минимальная скорость всасывания соответственно в последнем и
первом всасывающем отверстии:
, (3.16)
;
.
Потери
давления во всасывающем воздуховоде постоянного сечения рассчитываются по формуле
, (3.17)
где
- приведенный коэффициент сопротивления во всасывающем
воздуховоде,
, (3.18)
.
.
.4.3
Потери давления на всасывающем воздуховоде каждого из вытяжных вентиляторов
Воздуховод предназначен для подсоединения всасывающего патрубка
вентилятора 4 к коллектору вытяжной системы 3 (рисунок 3.4).
Конструктивно
коллектор выполнен в виде воздуховода прямоугольного сечения размерами: высотой
=1600 мм; шириной 
= 630 мм.
Предварительно
вытяжной вентилятор принимается для унификации элементов приточной и вытяжной
систем того же типа и номера, что и приточный вентилятор кондиционера КТЦ3-63:
диаметр всасывающего патрубка вентилятора ВК-Ц4-75 №16 - 1446 мм;
нагнетательный патрубок квадратного сечения с размером сторон 1120 мм.
Потери давления на всасывающем участке каждого из двух вентиляторов
вытяжной системы складываются из потерь давления на местные сопротивления (при
резком изменении сечения - выход из коллектора 3.
При всасывающем воздуховоде с диаметром, равным диаметру всасывающего
патрубка вентилятора, потери давления во всасывающем патрубке не учитываются.
Так же не учитываются потери давления на преодоление сил трения.
Сечение
присоединительной части вытяжного коллектора 
=
12,0х1,6 м2; диаметр всасывающего патрубка вентилятора - 1,446 м. По
соотношению сечений всасывающего патрубка вентилятора 
и присоединительной части вытяжного коллектора определяется коэффициент местного сопротивления
перехода от коллектора к всасывающему патрубку вентилятора 
[6]:
/
= [(3,141,4462)/4]/(1,6
12,0) = 0,09, = 0,45.
Потери
давления на всасывающем участке определяются по выражению
, (3.19)
где
м/с.
.
За участок нагнетания принимается часть вытяжной системы от
нагнетательного патрубка вентилятора 4 до до вытяжного зонта 6 (рисунок 3.4).
Поскольку нагнетательный патрубок вентилятора ВК-Ц4-75 №16 квадратного
сечения имеет размеры сторон 1120х1120 мм, то целесообразно воздуховод на
участке нагнетания выполнить также прямоугольного поперечного сечения.
Нагнетательный воздуховод 5 конструктивно следует принять постоянного
поперечного сечения.
На высоте 4,8 м необходимо установить тройник, предназначенный для подачи
воздуха на рециркуляцию (воздуховод 8). Для регулирования расхода воздуха на
рециркуляцию на воздуховоде 8 и вытяжной шахте 5 предусматриваются
дроссель-клапаны 9 и 10.
Скорость воздуха в нагнетательном воздуховоде
.
Потери
давления на трение
, (3.20)
где
- коэффициент трения,
(
- коэффициент шероховатости для стальных оцинкованных
воздуховодов , = 0,1 мм; 
-
критерий Рейнольдса,
);
- длина
нагнетательного участка, 
(рисунок 3.4);
-
эквивалентный диаметр нагнетательного воздуховода,
;
-
расчетная плотность воздуха, = 1,2
кг/м3.
.
.
Потери
давления на трение
.
Потери
давления на местных сопротивлениях
, (3.21)
где
- i-е местные сопротивления на участке [6]:
-
дроссель-клапан,
;- внезапное расширение (зонт вытяжной шахты), 
.
Суммарные
потери давления от нагнетательного патрубка вентилятора до вытяжного зонта
.
3.5 Выбор и регулировка приточных вентиляторов
Расход
отводимого из помещения воздуха 
= 28,42 м3/c
(102312 м3/ч). Каждый вентилятор вытяжной системы должен перемещать
51156 м3/ч. Предварительно выбирается вентилятор ВК-Ц4-75 №16
(раздел 6; ПРИЛОЖЕНИЕ Г; [7]). Каждый из вентиляторов при расходе воздуха 51156
должен преодолеть сопротивление вытяжной системы
.
Анализ
характеристик вентиляторов ВК-Ц4-75 № 16 позволил сделать вывод: вентилятор при
требуемом расходе воздуха будет работать в нестабильной области характеристики
с коэффициентом полезного действия значительно
ниже максимального (максимальный КПД ).
С
учетом этого вывода следует принять вентилятор того же типа, но № 11,2
(кондиционер КТЦ3-40): число оборотов n = 825 об/мин; угол раскрытия
направляющего аппарата = 0°; максимальный КПД 
.
На
рисунке 3.6 приведена характеристика принятого к установке вентилятора и
характеристика вытяжной сети (соответственно кривая 1 и кривая 2). Фактическая
рабочая точка В соответствует производительности вентилятора по воздуху 
= 42000 м3/ч, превышающей требуемую 51156 м3/ч
Для получения требуемого расхода воздуха могут быть предложены следующие
методы регулирования:
установка дроссель-клапана на нагнетании (рисунок 3.4, позиции 9 и 10);
-
изменение числа оборотов вентилятора или за счет частотного регулирования, или
изменения передаточного отношения у шкивов клиноременной передачи. Требуемое
число оборотов 
определяется по уравнению
. (3.22)
об/мин.
Таким
образом, чтобы два выбранных вентилятора ВК Ц4-75 №11,2 (n =
825 об/мин) осуществляли удаление из помещения воздуха в количестве 
= 102312 м3/ч, необходимо повысить частоту
вращения вентилятора с номинальной n = 825 об/мин до требуемой nтр
= 964,85 об/мин.
Применение
регулирования производительности вытяжной системы дроссель-клапаном на
нагнетании вентилятора приведет к увеличению потерь давления в этой системе на 
(примерно
на 150 Па, рисунок 3.6), значительному возрастанию требуемой мощности двигателя
вентилятора и увеличению потребляемой энергии , кВт:
, (Е3.23)
где
- объемный расход приточного воздуха, м3/с;
- КПД
вентилятора, двигателя и привода соответственно.
-
характеристика радиального вентилятора ВК-Ц4-75 №11,2 (n = 825 об/мин);
2 - суммарная характеристика вытяжной сети
Рисунок 3.6 - Графическая иллюстрация нахождения фактической рабочей
точки для вентиляторов вытяжной системы
4. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Вывод о целесообразности применения выбранной нами системы
кондиционирования воздуха можно сделать путем сравнения двух вариантов:
1) использование рециркуляции в холодный
период года (выбранная нами система);
2) использование подогревателя 1-й
ступени.
Экономия денежных средств, связанных с эксплуатационными затратами, в
системе с рециркуляцией по сравнению со 2-м вариантом
, (4.1)
где
годовой расход теплоты в подогревателе первой
ступени, МДж;
стоимость
1 Гкал теплоты, 
.
Годовой
расход теплоты
, (4.2)
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 Владимир по [1] 
.
Продолжительность
работы воздухонагревателя 1-го подогрева в течение года
.
Средняя
тепловая нагрузка на воздухонагреватель 1-го подогрева
, (4.3)
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] 
.
, (4.4)
где
расход воздуха через воздухоподогреватель 1
подогрева, 
;
,
соответственно температура воздуха на входе и на
выходе из воздухоподогревателя.
;
;
.
Стоимость 1 Гкал теплоты принята равной 1500 руб. Стоимость 1 Мдж теплоты
C =1500/4186 = 0,358 руб.
Экономия денежных средств при эксплуатации системы с рециркуляцией
составит:
.
Экономия
денежных средств за счет начальных инвестиций для системы с рециркуляцией
воздуха (1 вариант) составит
, (4.5)
где
стоимость воздухонагревателя 1 подогрева,
;
налог на
добавленную стоимость,
.
.
Полная
экономия денежных средств для 1 варианта
.
Ежегодные
денежные поступления от данной экономии средств
, (4.6)
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
.1 ОРГАНИЗАЦИЯ И ЗАДАЧИ ЭКСПЛУАТАЦИИ 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:
· задачи и ответственность персонала предприятия;
· подготовку и порядок проверки персонала;
· обязанности дежурного персонала;
· характер технико-экономических показателей и технической
отчетности;
· порядок, организацию и контроль проведения ремонтов;
· состав и объем технической документации;
· условия пуска установок в эксплуатацию.
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:
· последовательность операций пуска и останова установок;
· порядок эксплуатации оборудования при нормальной работе и
меры, принимаемые при возникновении аварии;
· порядок ввода оборудования в ремонт;
· меры безопасности и противопожарные меры.
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.
.2 ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ 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
кондиционер теплоноситель рециркуляция
В приведенном примере выполнения курсовой работы приведен процесс
проектирования системы кондиционирования ткацкого цеха, расположенного в г.
Брянск.
При проектировании воздухонагревателей показаны особенности их
проектирования и выбора источника теплоснабжения для воздухонагревателей первой
и второй ступени. Обращается внимание на алгоритм проектирования
воздухонагревателей при создании микроклимата в дежурном режиме.
Доказывается нецелесообразность применения двухтрубных систем
централизованного теплоснабжения и качественного графика регулирования тепловой
нагрузки со «срезкой» и «изломом».
Спроектирована секция орошения и выбрана ее конструкция. Произведен
гидравлический расчет секции орошения и выбраны циркуляционные насосы. В
качестве циркуляционных насосов в секции орошения предложено принять насос
К160/20. Для регулирования производительности насосов рекомендовано частотное
регулирование.
В примере курсовой работы выполнено проектирование систем распределения
воздуха, рециркуляции и вытяжки. Произведен выбор и выполнена регулировка
производительности вентиляторов. В качестве приточных вентиляторов используются
два вентилятора ВК Ц4-75 № 16 с числом оборотов n = 465 об/мин, которыми могут комплектоваться центральные
кондиционеры КТЦ3-63. В вытяжной системе пришлось установить другой радиальный
вентилятор - ВК-Ц4-75 № 11,2 с числом оборотов n = 825 об/мин, которые устанавливаются в центральных
кондиционерах КТЦ3-40.
Произведена экономическая оценка целесообразности использования
рециркуляции в холодный период года. Рециркуляция в данном случае дает большой
экономический эффект.
Описаны требования к эксплуатации системы, выполненной по предлагаемому
проекту.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. СНиП 23-01-99*(2003). Строительная
климатология и геофизика / Минстрой России. - М.: ГП ЦПП, 2003. - 80 с.
2. СНиП 41-02-2003 Тепловые сети. - М.: ЦИПТ Госстроя,
2003. - 42 с.
. Апарцев М.М. Наладка водяных систем
централизованного теплоснабжения: Справочно-методическое пособие. - М.:
Энергоатомиздат, 1983. - 204 с.
. Руководящие материалы по центральным кондиционерам.
Часть 2. Методические указания по расчету и выбору оборудования центральных
кондиционеров КТЦ 3. Альбом 2. Методика расчета воздухонагревателей. - Харьков:
1989. - 64 с.
. СНиП 41-01-2003 Отопление, вентиляция и
кондиционирование воздуха / Минстрой России. - М.: ГП ЦПП, 2004. - 58 с.
. Руководящие материалы по центральным кондиционерам.
Часть 2. Методические указания по расчету и выбору оборудования центральных
кондиционеров КТЦ 3. Альбом 1. Методика расчета камер орошения. - Харьков,
1989. - 61 с.
. Руководящие материалы по центральным кондиционерам и
кондиционерам-теплоутилизаторам. Часть 1. - Харьков, 1989. - 234 с.
. Холодильные машины и аппараты. Каталог. Часть1. -
М.: Цинхимнефтемаш, 1991. - 62 с.
. СП 40-108-2004 Проектирование и монтаж внутренних
систем водоснабжения и отопления зданий из медных труб / Минстрой России. - М.:
ГП ЦПП, 2005. - 27 с.
. Справочник по наладке и эксплуатации водяных
тепловых сетей / В.И. Манюк, Я.И. Каплинский, Э.Б. Хиж, А.И. Манюк, В.К. Ильин.
- 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Стройиздат, 1982. - 215 с.
. Краснощеков Е.А. Задачник по теплопередаче: Учебное
пособие для ВУЗов. - М: Энергия, 1980.-288 с.
. Пыжов В.К. Расчет систем воздухораспределения /
Метод указания для самост. работы, курсового и дипломного проектирования.-
Иваново: ИЭИ, 1988.-36 с.