(5 оценок, среднее: 4,80 из 5)
Загрузка...
Учебная работа. Проектирование секций кондиционера
Введение
Задачей данной работы является проектирование секций кондюка: фильтров, воздухонагревателей, секций орошения; проектирование систем воздухораспределения, выбор вспомогательного оборудования кондюка, побудителей движения, теплоносителей и регулировка вентиляторов.
В качестве источника теплоснабжения употребляется ТЭЦ, отопительный график термический сети которой 01/02=130/70 С.
Начальными данными для проектирования являются результаты расчета части 1.
Характеристики внешнего воздуха
Теплый период Прохладный период
t тн=25,8 С t хн=-31С
hтн=50,8 кДж/кг hхн=-30,7 кДж/кг
dтн=10,9 г/кг с.в. dхн=0,05 г./кг с.в.
характеристики воздуха снутри помещения
Теплый период Прохладный период
t тв=25 С t хв=22С
hтв=58,3 кДж/кг hхв=45,8 кДж/кг
dтв=12,9 г/кг с.в. dхв=9,3 г/кг с.в.
характеристики приточного воздуха
Теплый период Прохладный период
t т0=19 С t х0=15,5 С
hт0=52 кДж/кг hх0=38кДж/кг
dт0=12,9 г/кг с.в. dх0=9,2 г/кг с.в.
характеристики воздуха на выходе из камеры орошения
Теплый период Прохладный период
t тк=19 С t хк=15,5 С
hтк=52 кДж/кг hхк=38 кДж/кг
dтк=12,9 г/кг с.в. dхк=9,2 г/кг с.в.
Для прохладного периода года характеристики воздуха в точке рециркуляции
tхc =16,7 С
hхc=38,61 кДж/кг
dхc=8,35 г./кг с.в.
процесс обработки воздуха в h-d диаграмме представлен в 1 части.
В проектируемой системе кондиционирования воздуха принят высококачественный метод регулирования воздуха, потому расчетный воздухообмен Lх=Lт=190512 м3/ч.
В итоге анализа действий обработки воздуха в h-d диаграмме избираем 2 базисную схему компоновки кондюка.
Для подачи воздуха Lчас=190512 м3/ч устанавливаем 2 кондюка КТЦ3-80 с производительностью 80*103 м3/ч.
1. Расчет камеры орошения
Камеры орошения ОКС. Камеры имеют ирригационную систему состоящую из горизонтального коллектора с высокорасходными форсунками УЦ14-10/15 (размер входного сечения 10х15 мм, поперечник соплового отверстия 14 мм), размещенного в верхней части камеры и 2-ух ярусов сеток, улучшающих теплотехнические свойства камер за счёт вторичного дробления капель орошаемой воды. Камеры делаются в 2-ух исполнениях:
· Камеры выполнения 1 имеют наименьшую плотность орошения
· Камеры выполнения 1 имеют огромную плотность орошения.
В нашем случае принимаем камеру орошения ОКС1-3 без встроенного подогревателя потому что она наиболее ординарна.
штатский Право юридический материальный
1.1 Начальные данные
Таблица 1.1 — характеристики воздуха до и опосля камеры орошения.
Период года
Тип параметра
t 0С
h кДж/кг
Тёплый
Исходные
25,8
53,6
Конечные
19
52
Прохладный
Исходные
37,5
38
Конечные
15,5
38
1.2 Построение процессов
Нт-Кт процесс в камере орошения
Набросок 1.1 — процесс в тёплый период года
Нх-Кх процесс в камере орошения
Набросок 1.2 — Процесс в прохладный период года
1.3 Расчёт для тёплого периода года
Коэффициент адиабатной эффективности
По данной исходной и конечной температуре обрабатываемого воздуха рассчитываем коэффициент адиабатной эффективности [12]:
(1.1)
Где: tВН — исходная температура воздуха
tВК — конечная температура воздуха
tВПР — предельная температура воздуха (ц=100%, 18,5 0С)
0,932
Коэффициент политропной эффективности
(1.2)
(1.3)
(1.4)
Из литературы [12] избираем экспериментальные коэффициенты для избранной секции орошения:
Производительность по воздуху тыс. м3/ч
Тип оборудования
Выполнение
А1
б
С
31,5-80
ОКС1-3
1
0,525
2,29
0,177
Подставляя данные в формулу 1-4 находим коэффициент орошения:
2 кг/кг
1,466
0,682
Расход воды
(1.5)
Где: L — расчётный расход воздуха кондюками
С — плотность воздуха
457228,8 кг/час
Проверим надёжность работы:
По минимальному коэффициенту орошения:
Расположено на /
Расположено на /
(1.6)
Где: qфmin — малый эксплуатационный расход воды через одну форсунку (для УЦ14-10/15 qфmin =870 кг/час)
nф — количество форсунок
Gв — расчётный расход воздуха кг/час
(1.7)
Где: L — расчётный большой расход воздуха через 2 кондюка м3/час
n — количество кондюков
кг/час
=0,396
Условие надёжности производится.
По потерям давления:
Расположено на /
Расположено на /
Расход воды одной форсункой
==4396,4 кг/час
Утраты давления по эмпирической формуле:
кПа
кПа Условие надёжности производится.
1.4 Расчёт для прохладного периода
Расчёт ведём в таковой же последовательности, сводим результаты в таблицу:
Таблица 1.2 — Расчёт для прохладного периода года
Параметр
Значение
коэффициент адиабатной эффективности
0,918
коэффициент орошения
1,925
2
коэффициент политропной эффективности
0,5
Расход воды на оба кондюка
440082,72 кг/час
расчётный расход воздуха
кг/час
Малый коэффициент орошения
=0,396
Расход воды одной форсункой
==4231,6 кг/час
Утраты давления
кПа
Из расчёта принимаем камеру орошения ОКС1-3.
1.5 Выбор холодильной машинки
Определяем исходную температуру воды:
(1.8)
Где: — конечная энтальпия воды
— исходная энтальпия воды
18,8 0С
Определяем конечную температуру воды:
(1.9)
19 0С
Принимаю температуру прохладной воды из холодильной машинки tхв=10 0С.
Для определения расхода прохладной воды составляю уравнения термического баланса.
(1.10)
Где: Gохл — расход прохладной воды из холодильной машинки;
Gпод — расход воды из поддона;
tсм, tохл, tпод — температуры консистенции, воды из холодильной машинки, воды из поддона соответственно.
457228,8 кг/час=127,008 кг/с
Решая систему получаю:
Gохл=2,8224 кг/с
Gпод=124,186 кг/с
Определяю хладопроизводительность машинки:
Q=с·Gохл·Дt (1.11)
Где: с — теплоёмкость воды
Дt — перепад температур в испарителе (по водяному контуру)
Q=4200·2,8224·(19-10)=106686 Вт = 106 кВт
По хладопроизводительности и температурам выбираю холодильную машинку:
Условные обозначения:
1 — приборный пульт;
2 — пульт управления;
3 — компрессор;
4 — фильтр-осушитель
5 — конденсатор;
6 — испаритель
Набросок 1.3 — Холодильная машинка 2МКТ80-2-0 и 2МКТ80-2-1
Набросок 1.4 — График зависимости потребляемой мощности от температуры прохладной воды на выходе из испарителя и температуры на входе в конденсатор для машинки 2МКТ.
2. Обвязка частей камеры орошения
Эта глава содержит в себе гидравлический расчёт нагнетательного и поглощающего участков трубопровода. Схема обвязки представлена на рисунке 3. Расчет ведем для периода года, где расход воды наибольший. В нашем случае это тёплый период года.
457228,8 кг/час
Теплофизические характеристики воды при Тср находим по [6]:
С=998,2 кг/м3
х=1,002*10-6м2/с
За ранее избираем по [4] насос К-290-30
Поглощающий трубопровод насоса находится на высоте h=250 мм.
Набросок 2.1 — Обвязка частей камеры орошения ОКС1-3 для КТЦ 80
2.1 Гидравлический расчёт всасывающего участка
Длина поглощающего участка lвс =6071 мм.
Задаёмся скоростью воды в трубопроводе v=2 м/с.
Находим приблизительный поперечник трубопровода
(2.1)
Где Lж — объёмный расход воды м3/с
(2.2)
0,127 м3/с
=0,284 м
Используя ГОСТ 9567-75 принимаем поперечник труб:
dгост =299 мм (внешний толщина стены 7,5 мм)
dвнут= 299-7,5*2=284 мм
vфакт=2 м/с
Определяем аспект Рейнольдса
(2.3)
=566866,3
Предельное число Рейнольдса
(2.4)
(2.5)
Где кэ — коэффициент шероховатости (для железных труб кэ=0,03 мм)
94666,6
4733333
Потому что Reпр1<Re<Reпр2 гидравлический коэффициент определяем по формуле Альтшуля
(2.6)
0,0135 Па/м
Утраты давления на трение, Па
(2.7)
Утраты давления на местные сопротивления
(2.8)
Местные сопротивления
3 угольника =0,5
эластичная вставка =0
неожиданное расширение =0,35
оборотный клапан = 2
Где =0,5+0+0,35+2=3,85
=7686,2 Па
Общие утраты на поглощающем участке, Па
(2.9)
Па
2.2 Гидравлический расчет нагнетательного участка трубопровода
Длина нагнетательного участка трубопровода lнагн=6,609 м
характеристики трубы, коэффициент трения те же, что и у поглощающего участка
Утраты давления на трение по формуле 2.7
Местные сопротивления
вентиль =6
2 угольника =0,5
Утраты давления на местные сопротивления
=13974,8 Па
Общие утраты на нагнетательном участке, Па
(2.10)
Па
2.3 Выбор побудителя движения
Общие утраты давления, Па
(2.11)
998,2*9,81*0,25=2448,85 Па
191392,95 Па
Утраты напора в сети в метрах водяного столба:
; (2.12)
19,545 м вод ст.
Строим характеристику насоса и характеристику сети.
Для нахождения свойства сети найдем постоянную сети:
=458,05 м3/ч
(2.13)
Таблица 2.3 — Данные для построения черт сети и насоса
S
Q
Hсети
Ннасоса(2х)
0,00009315
0
0
23
0,00009315
45
0,188629
23,5
0,00009315
90
0,754515
24
0,00009315
135
1,697659
24,5
0,00009315
180
3,01806
24,8
0,00009315
225
4,715719
24,9
0,00009315
270
6,790635
24,5
0,00009315
315
9,242809
23,9
0,00009315
360
12,07224
23
0,00009315
405
15,27893
22
0,00009315
458
19,53952
20,4
0,00009315
495
22,82408
18,7
0,00009315
540
27,16254
15,5
0,00009315
585
31,87826
Набросок 2.2 — Диаграмма черт сети и насоса
По диаграмме получаем рабочую точку
461 м3/ч
, Nэ=30 кВт (1-го), Nэ=60 кВт (полная).
3. Расчёт воздухоподогревателя
3.1 Начальные данные
Таблица 3.1 — Данные для расчёта воздухоподогревателя
Период года
Тип параметра
t 0С
h кДж/кг
Прохладный
Исходные
-31
-30,7
Конечные
37,5
38,61
характеристики излома
Исходные
-1
2
Конечные
35,3
38,61
Нх — Тх процесс в воздухоподогревателе.
Набросок 3.1 — Процесс в прохладный период года
3.2 Определение точки рециркуляции
Потому что энтальпия внутреннего воздуха в зимнюю пору много больше энтальпии внешнего воздуха то применение рециркуляции дозволит сберегать термическую энергию.
На диаграмме процесса соединяем точки Нх и Вх.
Более экономная точка будет лежать на пересечении с энтальпией приточного воздуха.
Отмечаю точку пересечения Рх.
Проверяю при приобретенном соотношении расходов обеспеченность свежайшим воздухом исходя из требований [14].
(3.1)
Где n — число людей в цехе
Найдем приобретенное соотношение расходов из уравнений балансов
(3.2)
Решая систему, получаю: Lсв=103572=28,77
Lрец=86798,4=24,1
Данный расход свежайшего воздуха больше требуемого и удовлетворяет санитарным нормам.
3.3 Принимаем источник теплоснабжения
За источник теплоснабжения принимаю воду из термический сети с температурным графиком 130/70.
Таблица 3.2 — Данные для построения температурного графика, рассчитанные по [1]
T 01
T 02
T 03
Tнар
130
70
95
-31
108,7151
61,65633
81,26417
-20
98,84448
57,66801
74,82487
-15
88,82212
53,528
68,23388
-10
78,61694
49,20517
61,46007
-5
70,01805
45,46511
55,6955
-0,87
63,93172
42,75525
51,57878
2
58,75775
40,4048
48,05186
4,4
50,81771
36,70006
42,58242
8
Набросок 3.2 — Температурный график 130/70 для критерий городка Костромы
3.4 Сопоставление других вариантов схем воздухоподогревателя
Относительное изменение температур
(3.3)
Где — относительное изменение температур по воздуху
tвн — исходная температура воздуха
tвк — конечная температура воздуха
tжн — исходная температура греющего теплоносителя
0,417
(3.4)
Где — относительное изменение температур по теплоносителю
tжн — исходная температура воздуха
tжк — конечная температура воздуха
0,373
Таблица 3.3 — Расчётное относительное изменение температур
Точка
1 (расчётная)
0,417
0,373
2 (характеристики излома)
0,511
0,352
Относительный расход воздуха
=1,19
Подбор характеристик по номограмме
Принимаем и проверяем более обычной вариант. Схема без обводного канала параллельная.
Используем номограмму [13] на листе 7 без обводного канала параллельная схема
Отмечаю точки 1, 2 на номограмме.
Провожу лучи из начала координат через расчётные точки.
Расположено на /
Расположено на /
Определяю кривые, лежащие правее данных точек, имеющие меньший припас поверхности:
Данная кривая с числом рядов Расположено на /
Расположено на /
n=5.
Способом линейной интерполяции строю кривую с .
Получаю точки 1уРазмещено на /
Расположено на /
, 2у с параметрами:
Таблица 3.4 — уточнённое относительное изменение температур
Точка
1у
0,522
0,441
2у
0,552
0,383
Припас по поверхности
(3.5)
Таблица 3.5 — Расчётный элемент Excel
Для первого режима:
Для второго режима:
Используем номограмму на листе 8 без обводного канала поочередно прямоточная схема. Потому что дальше расчёты вариантов подобны ведём их в табличной форме.
Таблица 3.6 — уточнённое относительное изменение температур для схемы без обводного канала поочередно прямоточной
Точка
1у
0,44
0,506
2у
0,55
0,37
Припас по поверхности
Таблица 3.7 — Расчётный элемент Excel
Используем номограмму на листе 19 с обводным каналом параллельная схема.
Таблица 3.8 — уточнённое относительное изменение температур для схемы обводным каналом параллельной
Точка
1у
0,482
0,43
2у
0,502
0,36
Припас по поверхности
Таблица 3.9. — Расчётный элемент Excel
Исходя из прошлых расчётов принимаем вариант без обводного канала поочередно прямоточная с числом рядов 4. Данный вариант удовлетворяет требованиям литературы [13], непревышение припаса на 10%.
Определяем фактический расход теплоносителя, обеспечивающий заданную конечную температуру воздуха.
(3.6)
Где ивmax — наибольшее — наибольшее
ижФ
Св, Сж — соответственно теплоемкости воздуха и воды при средней температуре всякого теплоносителя, кДж/кгК.
=32955,8 кг/ч
Расчетный расход воды
Gрж=Gв* (3.7)
где — наибольшее из соотношений , определенных для всякого из режимов.
Для 1-го режима: ==1,118
Для 2-го режима: ==1,45
Как следует, max=1,45
Gрж=114307,2*39542,1 кг/ч
Проверяем возможность замерзания теплоносителя в воздухонагревателе
Для этого составим таблицу начальных данных для режимов:
Таблица 3.10. — Начальные данные, нужные для проверки замерзания теплоносителя
Режим
температура воздуха исходная tн,°С
Относительная влажность воздуха исходная: вн, %
Влагосодержание воздуха исходные, dвн, г/кг с.в.
температура воздуха конечная, tвк,°С
Температура теплоносителя конечная жн,°С
1
-31
100
0,05
37,5
95
2
-1
50
2,5
35,4
70
Определим относительный перепад по воздуху
Для 1-го режима: 0,417
Для 2-го режима: 0,513
По номограмме набросок Х находим фактические относительные перепады температур по воде фж в обоих режимах как ординаты точек пересечения вертикальных прямых рв=const с кривой ж( в) при n=4 и =1,19.
Для 1-го режима: фж=0,373
Для 2-го режима: фж=0,422
Малая скорость воды в трубках: щмин, м/с;
Определяется по минимальному значению рв и соответственному ему значению фж.
щмин=**gмин, (3.8)
где gмин — коэффициент зависящий от числа рядов воздухонагревателя, типоразмера кондюка и схемы обвязки по теплоносителю.
По [13] для КТЦ3-80 с числом рядов воздухонагревателя n=4 и при поочередно прямоточной обвязке по теплоносителю gмин=1.344
щмин=1,19*1.344=1.79 м/с.
Приобретенная щмин=1.79 м/с удовлетворяет условиям [13] щмин0,12 м/с.
температура оборотной воды на выходе из воздухонагревателя: фжк,°С;
tжк= tжн- фж(tжн-tвн), (3.9)
Для 1-го режима при фж=0,373
tжк=130-0,373*(130 — (-31))=70°С;
Для 2-го режима при фж=0,422;
tжк=70-0,422*(70 — (-1))=40°С;
температура оборотной воды во всех режимах превосходит нижний допустимый предел 10°С, что исключает замерзание воды во всех режимах.
Уточнение результатов
Данный воздухонагреватель состоит из теплообменников n=4, потому уточняем результаты согласно [13].
При поочередной обвязке по теплоносителю температура теплоносителя на выходе из хоть какой группы теплообменников tжкi(s) находится по формуле
, (3.10)
где ирж= ижi, ижi для каждой группы теплообменников принимается равным значению ординаты точки пересечения луча, проведённого из начала координат через расчётные точки, с кривой иж(ив), соответственной =1,19 и суммарному числу рядов трубок групп теплообменников по ходу воздуха, включая тот, на выходе из которого определяется tжкi(s).
Определяем тангенс угла наклона луча, соответственного расходу воды через 1-ый двурядный теплообменник, по формуле
=*, (3.11)
где i — индекс, соответственный числу рядов трубок группы.
n — индекс, соответственный общему числу рядов воздухонагревателя.
дi, дn — коэффициенты гидравлического сопротивления.
Для 1-го режима
1. Для теплообменника при 0,417 и фж=0,373;
для 1-го режима д2=9,55*10-1 д4=1,91*10-0.
== 2.
2. По номограмме, представленной на рис. ставим точку с координатами ж=0,2 и в=0,1 и через эти точку проводим луч из начала координат до пересечения с кривой ж(в) при =1,19 и n=2.
ж2=0,5; в2=0,27;
3. Определяем по формуле 3.10. температуру воды опосля теплообменника: tжк,°С,
tжк=130-0,5*(130 — (-31))=49.5°С
1. Для теплообменника при 0,513 и фж=0,422;
для 2-го режима д2=9,55*10-1 д4=1,91*10-0.
== 1.84
2. По номограмме, представленной на рис. 3.3. ставим точку с координатами ж=0,184 и в=0,1 и через эти точку проводим луч из начала координат до пересечения с кривой ж( в) при =1,19 и n=2.
ж2=0,465; в2=0,278;
3. Определяем по формуле 3.10. температуру воды опосля теплообменника: tжк,°С,
tжк=130-0,465*(130 — (-31))=55,14°С.
Отсюда следует, что конечная температура воды на выходе из теплообменника во всех режимах так же находится в границах допуска tжк10°С то избранный воздухонагреватель удовлетворяет сразу обоим условием 1) щмин0,12 м/с и 2) tжк10°С, что свидетельствует о отсутствии угрозы замерзания теплоносителя.
3.5 Аэродинамические свойства
Массовая скорость воздуха в переднем сечении: нg, кг/с.
нg=, (3.12)
где Fф — площадь переднего сечения воздухонагревателя, м2.
По [13] для КТЦ3-80 с воздухонагревателем без обводного канала, четыре базисных теплообменника 4с размерами Н=1,25 м. и lг= 1,655 м. Fф=8,28 м.
Из прошлых расчетов Gв=114307,2 кг/ч.
нg==3,835 кг/с.
Утраты давления по воздуху: Рат, Па;
Рат=b* (нg)м, (3.11)
где b и м — коэффициенты, принимаемые по [13] для теплообменников различной рядности.
Для 2 рядного теплообменника b=6,94 м=1,716.
Рат=6,94*3,8351,716=69,78Па.
Утраты давления по воде: Рж, Па;
Рж=Бп*()2*2*98,1; (3.12)
где Бп — коэффициент гидравлического сопротивления воздухонагревательной установки. При n=4 Бп=1,91*100. Из прошлых расчетов рв=0,417, рж=0,373, =1,19
Рж=1,91*100*()2*1,192*98,1=331,62 Па.
3.6 Воздухонагреватель ВН
Воздухонагреватели предусмотрены для термический обработки воздуха до данных характеристик. Теплоносителем служит жгучая вода с температурой 70-130°С и давлением 1,2 МПа.
ВН — воздухонагреватель с обводным каналом и одним теплоотдающих частей. На данный воздухонагреватель с обводным каналом либо клапаном устанавливается обводной канал ОК 1-3 либо клапан типа КВ 7 либо КВП либо КВР. При всем этом при установке 2-х либо наиболее воздухонагревателей на один из их устанавливается воздушный клапан, а на другие обходные каналы.
4. Расчет воздухонагревателя второго обогрева
Потому что в нашем случае Потребность в воздухоподогревателе второго обогрева отсутствует, разглядим вариант увлажнения в секции орошения до 97%.
В прохладный период года в случае, если нет рециркуляции.
Начальные данные для расчета представлены в таблице 4.1. при массовом расходе воздуха: Gв=114307,2 кг/ч.
Таблица 4.1. — Начальные данные для расчета воздухонагревателя второго обогрева
Температура воздуха исходная, tвн,°С
Влагосодержание воздуха исходная dвн, г/кг. с.в.
температура воздуха конечная tвк,°С
Температура теплоносителя исходная жн,°С
температура теплоносителя конечная жк,°С
13,5
8,6
14,3
70
50
В качестве жаркого теплоносителя используем воду из оборотной полосы теплосети.
Для 2-го обогрева воздуха с целью уменьшения поверхности нагрева так же избираем воздухонагреватель с обводным каналом.
Избираем поочередную схему обвязки теплоносителя по фронту и параллельную по ходу воздуха с количеством базисных теплообменников во переднем сечении для КТЦ3-80 равным 2.
Номограмма для данного кондюка с параллельной схемой обвязки по воздуху представлена на рис. 3.3.
Относительные перепады температур рв и рж. рассчитываются по формулам (3.3.) и (3.4.)
рв==0,014
рж==0,354
В поле номограммы рис. 3.3. находим расчетную точку с координатами рв=0,05 рж=0,347.
Все кривые надлежащие =1,19 с n=1 и наиболее размещены правее расчетной точки. Избираем ближайшую кривую при n=1 и =1,19.
Проводим луч из начала координат через расчетную точку до пересечения с кривой ж (в) для n=1 и =1,19 По абсциссе и ординате точки определяем воды ув=0,056, уж=0,94.
Припас прочности ПО (то есть программное обеспечение — комплект программ для компьютеров и вычислительных устройств) (3.5)
Т.к. припас по поверхности вышел наиболее 10%, то употреблять воздухонагреватель 2-го обогрева не целенаправлено т.к. количество теплоты, нужное для обогрева воздуха не велико, то заместо воздухонагревателя 2-го обогрева употребляются электродоводчики, установленные как приборы освещения на перекрытии этажа.
4.1 Воздушные клапаны
Клапаны воздушные служат для регулирования размеров внешнего и рециркуляционного воздуха, поступающего в кондюк, а так же регулирования количества воздуха, приходящего через воздухонагреватель.
Регулирование степени открытия клапанов осуществляется при помощи пневмо либо электропривода. Аэродинамическое сопротивление на сто процентов открытого клапана Р=25 МПа.
5. Проектирование систем воздухораспределения и систем рециркуляции. Выбор и регулировка приточных вентиляторов
Проектирование системы воздухораспределения отчасти было рассмотрено в 4 и 5 главах первой части
Согласно [14] приточный воздух следует подавать на неизменные рабочие места, если они находятся у источников вредных выделений, у каких нереально устройство местных отсосов. Но для обеспечения кратности воздухообмена приточный воздух подается не конкретно в рабочую зону, а на расстоянии х =0,646 м от нее.
Воздухораспределительные устройства типа ВДШ 2, количество плафонов 210 шт. Малое наилучшее расстояние меж плафонами 1ОПТ=1,8 м. Схема размещения воздухораспределительных устройств представлена на рисунке (5.1).
Согласно [14] удаление воздуха из помещения системами вентиляции следует предугадывать из зон, в каких воздух более загрязнен и имеет более высшую температуру. В данном случае — в машинках типа ППМ предусматриваются локализующие вытяжки. Из предшествующей части курсовой работы определяем:
Воздухообмен L=52,92 м3/с
количество внешнего воздуха в прохладный период LH=28,77 м3/с
количество внутреннего воздуха на рециркуляцию Lp=24,1 м3/с
Для обеспечения требуемого воздухообмена устанавливаем параллельно 2 кондюка КТЦ 3-80, как следует, для обеспечения подачи воздуха нужно устанавливать 2 вентилятора типа ВК-Ц4-75-16 однобокого всасывания, правого и левого выполнения.
Для окончательного выбора вентилятора нужно найти утраты давления на поглощающей и нагнетательной полосы системы воздухораспределения. Схема воздухораспределения (приточной системы) и системы рециркуляции представлена на рисунке.
5.1 Проектирование системы рециркуляции
Из помещения прядильного цеха воздух на рециркуляцию поступает в примыкающее помещение через воздуховод, направленный от локализующих вытяжек из-под каждой прядильной машинки через осадительную камеру и фильтр («рукавный») в коллектор, а потом отчасти на рециркуляцию и на вытяжку.
Принимаем скорость рециркуляционного воздуха
. Находим эквивалентный поперечник воздуховода, м
(5.1)
Принимаем гостированное
dЭ=2,488 м при АхВ=2800х2240 мм.
Потому что площадь сетки регулируемых клапанов в приемном блоке Арк=1,557 м2, потому для соединения этих решеток на участке воздухопровода ставим конфузор (). Коэффициент местного сопротивления конфузора .
Уточняем скорость рециркуляционного воздуха, м/с
(5.2)
Определяем утраты давления на трение, Па
(5.3)
где коэффициент аэродинамического сопротивления воздуховода.
Аспект Рейнольдса Re
(5.4)
где коэффициент кинематической вязкости воздуха, м2/с,
по [6] .
Тогда по формуле Альтшуля
(5.5)
где kэ — коэффициент эквивалентной шероховатости, мм, по [10] для железных воздуховодов кэ=0,1 мм.
Как следует, утраты давления на трение
Потому что утраты давления на трение малы, то ими можно пренебречь и принять равными нулю.
Утраты давления на преодоление местных сопротивлений, Па
(5.6)
задвижка (дроссель-клапан) =2
угольник =0,7
разделение потоков =1,9
конфузор =0,13
утраты давления в регулирующих клапанах в приемном блоке, Па.
=25 Па;
Тогда общие утраты давления при рециркуляции составят, Па
5.2 Проектирование системы воздухораспределения (приточной системы)
Общие утраты давления на поглощающем участке приточной системы складываются из утрат давления в воздухозаборной шахте, в воздуховоде внешнего воздуха и системы рециркуляции, также утраты давления в секциях кондюка.
Расчет участка внешнего воздуховода проводим для теплого периода года, когда расход внешнего воздуха наибольший.
Задаемся скоростью внешнего воздуха
=5 м/с. Находим эквивалентный поперечник воздуховода, м
(5.7)
Из прошлых расчетов расход внешнего воздуха для теплого периода, проходящий через один кондюк
Наиблежайшее значение поперечника железного воздухопровода
по [14] dэ=2,666 м.
Уточняем скорость внешнего воздуха по (5.2), м/с
Длина участка внешнего воздуховода .
Определяем утраты давления на трение по (5.3), Па
где коэффициент аэродинамического сопротивления воздуховода.
Аспект Рейнольдса Re по (5.4)
где коэффициент кинематической вязкости воздуха, м2/с, при температуре воздуха внешнего по [6] .
Тогда по формуле Альтшуля по (5.5)
где k3 — коэффициент эквивалентной шероховатости, мм, по [10] для железных воздуховодов кэ=0,1 мм.
Как следует, утраты давления на трение, Па
Потому что утраты давления на трение малы, то ими можно пренебречь и принять равными нулю.
Утраты давления в местных сопротивлениях по (5.6), Па
Местные сопротивления на участке воздуховода (внешнего)
Поглощающая шахта =2
дроссель-клапан =2
регулируемые клапаны в приемном блоке ;
Тогда общие утраты давления, Па
(5.8)
потому что , то
Потому что утраты давления на рециркуляцию в прохладный период года вышли больше, чем утраты в внешнем воздуховоде в теплый период года, разумеется, что в прохладный период года больше, потому нужно произвести расчет внешнего воздуховода и для прохладного периода года.
Определяется скорость внешнего воздуха, м/с
Из прошлых расчетов
Из-за маленький скорости движения в воздуховоде потерями давления на трение третируют. Как следует, общие утраты давления на участке будут равны потерям в местных сопротивлениях. Утраты давления в местных сопротивлениях рассчитываются по формуле
За расчетные утраты давления принимают те, величина которых больше, другими словами утраты в прохладный период года. С целью обеспечения требуемого воздухообмена (с тем чтоб расход внешнего воздуха в приемном блоке камеры орошения не превышая расчетного значения) нужно сравнять утраты давления на рециркуляцию и в внешнем воздуховоде методом конфигурации угла поворота регулирующих клапанов. Черта сети представлена на рисунке5.1.
Черта сети определяется последующим уравнением
(5.9)
где S — гидравлическое сопротивление сети, остается неизменным для данной сети при всех конфигурациях расхода воздуха.
Сопротивления сети, расчетные значения характеристик точек по которым строится (график) черта сети представлены в таблице 5.1
Таблица 5.1. — Расчетные значения характеристик точек, по которым строятся свойства сетей
Наименование
сети
Гидравлическое
сопротивление сети, S
Подача воздуха L,
м3/с
Утраты давления в
сети ДР, Па
Сеть внешнего
воздуха
4,6657
3
41,9913
6
167,9652
9
377,9217
12
671,8608
15
1049,783
18
1511,687
21
2057,574
22,36
2332,708
25
2916,063
26,46
3266,604
28
3657,909
сеть
рециркуляционного
воздуха
0,1701
3
1,5309
6
6,1236
9
13,7781
12
24,4944
15
38,2725
18
55,1124
21
76,1
22,36
85,04483
25
106,3125
26,46
119,0924
28
133,3584
Суммарная
черта
сети
0,1215
3
6
9
12
15
18
21,11
22,36
25
26,46
28
1,0935
4,374
9,8415
17,496
27,3375
39,366
53,5815
60
75,9375
85,06599
95,256
Скорректированная черта сети внешнего воздуха
5,0595
3
6
9
12
15
18
21,11
22,36
25
26,46
28
45,5355
182,142
409,8195
728,568
1138,388
1639,278
2231,24
2529,596
3162,188
3542,316
3966,648
Набросок 5.1 — Черта сети
Общие утраты давления на всасывании, Па
(5.10)
где аэродинамическое сопротивление секций кондюка — соответственно — фильтра и камеры орошения, Па.
Сопротивление воздуху в приемном блоке и присоединительном практически отсутствует, потому этими потерями пренебрегаем.
По [11] утраты давления в фильтре ДРф = 200Па, а в камере орошения при номинальной перегрузке ДРК.О. = 105 Па.
Таковым образом общие утраты на всасывании:
ДРвс =85,05 + 200 + 105 = 390,05 Па
Утраты давления на нагнетании
складываются из утрат на участке от вентилятора до воздушного короба (где происходит сопоставление потоков) и на участке от короба к воздухораспределительным устройствам, потерями давления в воздушном коробе пренебрегаем.
Расчет утрат давления на нагнетании начинаем вести с участка от вентилятора до воздушного короба. Задаются скоростью движения воздуха . Определяем эквивалентный поперечник воздуховода по формуле (5.1), при всем этом, проходящий через него расход воздуха будет равен
Принимаем наиблежайшее Уточняем скорость воздуха в воздуховоде
Определяем аспект Рейнольдса
по формуле (5.4) по [6] при tХ =15,3°C, v=14,61*10-6 м2/с
Коэффициент аэродинамического сопротивления по (5.5)
На участке имеются местные утраты: диффузор, угольник, длины которых по [5]
Т.о., длина участка за вычетом длин местных сопротивлений 1 = 2,51 м.
Схема приточной системы воздухораспределения показана на рис. 5.2
Утраты давления на трение
Короб служит для сглаживания давления воздуха и потому скорость воздуха в коробе около 1…3 м/с. Принимаем скорость движения воздуха в нем 2 м/с.
Определение площади сечения короба
(5.11)
где L — расчетный воздухообмен, нужный для обеспечения локального климата, м3 /с. Расход в коробе принимаем для 2-ух кондюков, потому что кондюки размещены по два на обратных концах цеха(симметрично) L = 52,92м3 /с.
Принимаем длину короба А=30 м, т.е., площадь сечения короба
(5.12)
Наиблежайшее обычное давления в самом коробе пренебрегаем.
Местные сопротивления на участке воздуховода от вентилятора до короба
(по [15] находим коэффициенты местных сопротивлений)
— угольник (колено) — 1 шт., ;
— неожиданное расширение— 1 шт., ;
— диффузор — 1 шт., .
Тогда утраты давления на местные сопротивления по формуле (5.6)
Суммарные утраты давления на участке от вентилятора до воздушного короба
ДР = 0,83 + 105,9 = 106,73 Па
Утраты давления на нагнетании на участке воздуховода от воздушного короба к воздухораспределителям.
За главную магистраль принимаем ту, где утраты давления больше (для этого определяем утраты давления на любом участке сети, за ранее за главную магистраль избираем направление к предпоследнему воздухораспределителю).
На схеме набросок (5.2) за ранее нумеруются участки. Ответвления к воздухораспределительным устройствам, соответственно: 1/, 2/, 3/., 13/; а участки магистрали 1, 2, 3,…, 14.
количество распределительных линий, выходящих из воздушного короба -15, расстояние меж плафонами и их количество однообразное, потому общие утраты давления будут равны потерям давления на одной распределительной полосы.
Расчет начинается с более удаленного участка сети, до которого утраты давления максимальны, другими словами участка 1.
УЧАСТОК 1
Задаемся скоростью воздуха на участке
.
Определяем поперечник воздуховода по формуле (5.6) при расходе воздуха, проходящего через этот участок L = 0,252м3/с
Определяем наиблежайшее обычное Уточняем скорость воздуха:
Определяем аспект Рейнольдса,
при всем этом по [6] при t* = 15,3° С кинематическая вязкость
Воздуховоды железные прямоугольного сечения с коэффициентом эквивалентной шероховатости по [10] кЭ = 0,03 мм.
Коэффициент аэродинамического сопротивления по формуле Альтшуля
Геометрическая длина участка 1 = 0,6 м Как следует, утраты давления на трение
Коэффициенты местных сопротивлений по [15]
сопротивление плафона
дроссель-клапан
тройник
Утраты давления на местные сопротивления
Общие утраты давления на участке 1
ДР1 = 0,58 + 64,955= 65,535 Па
Аналогично рассчитываются утраты давления на остальных участках. Результаты расчета заносим в таблицу 5.2 и 5.3. Находим утраты давления в узлах главной магистрали методом суммирования утрат давления на соответственных участках магистрали.
Т.к. утраты давления в узлах магистрали и подсоединенных к ней ответвлении различаются, то для того чтоб исключить возможность перераспределения расходов воздуха нужно согласовать эти утраты установки на ответвлениях диафрагмы.
Утраты давления в диафрагме: Рдi, Па;
Рдi=Рi-Роi, (5.14.)
где Рi — утраты давления по магистрали от 1-го до i-го участка включительно, Па.
Роi — утраты давления в ответвлении, присоединенному к i-му узлу, Па.
Проведем расчет диафрагмы на примере участка 1`
Рд2`=Р2`-Ро2`, (5.15.)
Рд2`=65,53815-63,24367=2,29448 Па.
Гидравлическая черта диафрагмы: Sдi;
Sдi=Рдi/L2оi, (5.16.)
Sд2`=2,29448/0,2522=36,13127.
Требуемый поперечник отверстия диафрагмы: dдi, м;
dдi=dгэi/, (5.17.)
где doi — обычный поперечник ответвления, подсоединенного к i-му узлу, м.
Loi — расход воздуха, проходящего через ответвление, подсоединенного к i-му узлу, м/с.
dдi=0,262/=0,252342 м.
Аналогично проводим расчет поперечников диафрагм для железных ответвлений т.к. утраты давления в узлах магистрали больше, чем в ответвлениях.
В итоге расчетов получили, что утраты давления на нагнетательном участке от воздушного короба к воздухораспределителям равны сумме утрат давлений на участках главной магистрали, а конкретно
174,2583 Па
Суммарные утраты давления в приточной системе, Па
(5.18)
5.3 Выбор и регулировка вентилятора
По суммарным потерям давления = 671,08 Па и по подаче (расходу воздуха, проходящего через кондюк) L=80 тыс.м3 /ч за ранее избираем вентилятор ВК-Ц4-75-16 круговой однобокого всасывания с частотой вращения n = 675 о/мин. Черта вентилятора представлена на рис. 5.3.
Набросок 5.3 — Черта вентилятора ВК-Ц4-75-16
Исходя из уравнения гидравлической свойства сети
Строим характеристику сети на всасывании и нагнетании раздельно, а потом корректируем свойства вентилятора. Точки, по которым строим свойства сетей, представлены в таблице 5.5. Строим характеристику сети для 15 параллельно работающих воздуховодов-распределителей. Опосля корректировки свойства вентилятора строим характеристику совместной параллельной работы 2-ух вентиляторов, находим рабочую точку А.
Из рисунка видно, что рабочая точка сети буквально соответствует работе вентилятора без направляющего аппарата, потому создавать регулировку вентилятора не необходимо.
В приточной системе устанавливаем 2 вентилятора ВК-Ц4-75-16 правого и левого выполнения, с числом оборотов n=675 о/мин без направляющего аппарата.
По рисунку 6.3. определяем коэффициент полезного деяния вентилятора при работе на данную сеть способом оборотного построения. Получаем .
Таблица 5.5 — Расчетные точки для построения свойства сетей
Наименование сети
Гидравлическое
сопротивление сети, S
Подача воздуха L, тыс. м3/ч
Утраты давления в сети ДР, кПа
Сеть на всасывании
0,557
20
0,2228
30
0,5013
40
0,8912
50
1,3925
60
2,0052
70
2,7293
80
3,5648
90
4,5117
100
5,57
сеть на нагнетании до короба
0,1524
20
0,06096
30
0,13716
40
0,24384
50
0,381
60
0,54864
70
0,74676
80
0,97536
90
1,23444
100
1,524
Сеть на нагнетании от воздушного короба к воздухораспределителям
14
1
0,014
2
0,056
3
0,126
4
0,224
5
0,35
6
0,504
7
0,686
8
0,896
10
1,4
6. Проектирование вытяжной системы. Выбор и регулирование вытяжных вентиляторов
вентилятор вытяжка воздухоподогреватель кондюк
6.1 Проектирование вытяжной системы
Как уже было отмечено выше удаление воздуха из рабочей зоны, т.е. вытяжку воздуха осуществляем из-под каждой машинки.
Проектирование системы вытяжки нужно произвести для теплого периода года, потому что в этот период расход вытяжного воздуха наибольший.
Схема вытяжной системы показана на рис. 6.1.
Общее количество магистральных линий равно 4, на 2-ух магистралях — по 12 вытяжных отверстий, а на других — по 11. Задаемся скоростью воздуха на вытяжке равной в =5 м/с.
Расчет утрат давления ведем для одной полосы, утраты давления на других таковых же, а общие утраты давления на этом участке всасывание (от вытяжных отверстий до воздушного короба) будут равны потерям давления на одной полосы.
Пронумеровав участки, расчет начинаем вести с более удаленного, для которого утраты давления малы. Параллельно ему ведем расчет и для остальных участков сети, результаты расчета заносим в таблицу 6.1 Расчет ведется аналогично расчету нагнетательных участков системы воздухораспределения.
Коэффициент шероховатости материала равен кстэ = 0,1 мм.
На участках имеются местные сопротивления: тройники, колено (на самом далеком участке) и неожиданное расширение на входе в воздушный короб, коэффициенты местных сопротивлений которых определяются по [15]
Методом суммирования утрат давления на участках магистрали, находим утраты давления в узлах, результаты расчета заносим в последнюю графу таблицы 6.1. Результаты расчета ответвлений сводим в таблицу 6.2.
Как и в случае приточных воздуховодов, утраты давления в узлах главной магистрали больше утрат давления в ответвлениях, подсоединенных к подходящим узлам. Потому, чтоб не было перераспределения расхода воздуха по системе, нужно, как и в случае приточных воздуховодов, согласовать утраты давления в узлах магистрали и подсоединенных к ним ответвлениям методом установки диафрагмы. Сводим результаты расчета в таблицу 6.3.
Расчет участка от короба до вентилятора
Из магистральных линий воздух поступает в воздушный короб, где происходит сглаживание потока, а потом направляется к вентилятору. Проведем расчет этого участка.
Задаёмся скоростью движения воздуха в коробе =2 мс, находим площадь сечения короба
(6.1)
Задаёмся длиной короба l = 30 м
Тогда высота короба Н будет равна
(6.2)
Наиблежайшее обычное
как следует,
=30*1=30 м.
Уточняем скорость движения воздуха в воздушном коробе
(6.3)
мс
Потерями давления в самом коробе в виду незначимых скоростей и ширины участка короба пренебрегаем.
Задаёмся скоростью движения воздуха на участке от короба до вентилятора =10 м/с. Определяем эквивалентный поперечник воздуховода по формуле (5.3), при всем этом проходящий через него расход воздуха составит
м/c.
м
Принимаем наиблежайшее обычное
1,79 м.
Уточняем скорость движения воздуха в воздуховоде:
м/с
Определяем аспект Рейнольдса по формуле (5.8) при кинематической вязкости воздуха из [6] м/c
Коэффициент аэродинамического сопротивления по формуле Альтшуля
Общая длина участка от короба до вентилятора l=6,7 м, на участке имеются местные сопротивления:
=0,5, (неожиданное сужение);
=0,44 (3 угольника);
=0,1. (конфузор)
Р=180 Па (фильтр рукавный)
По формуле (5.7) и (5.10) определяем утраты давления на трение и местные сопротивления
Па
Суммарные утраты давления на этом участке:
Па
Расчет нагнетательного участка от вентилятора до разделения потоков на вытяжку и рециркуляцию
Задаёмся скоростью воздуха на нагнетании = 10 м/с. Определяем эквивалентный поперечник воздуховода
м
Находим наиблежайшее обычное Суммарные утраты давления участка от вентилятора до разделения потоков на вытяжку и рециркуляцию
Па
Расчет нагнетательного участка (вытяжной шахты)
Расчет ведем для условия наибольшего расхода воздуха, т.е. в теплый период. Задаёмся скоростью воздуха на нагнетании = 3 м/с. Определяем эквивалентный поперечник воздуховода
м
Находим наиблежайшее обычное значения коэффициентов местных сопротивлений по [15]
=11,7 (тройник)
=2,0 (задвижка)
Т.о., по формуле (5.7) и (5.10) получаем:
Па
Па
Суммарные утраты давления в вытяжной шахте:
Па
Суммарные утраты давления в вытяжной системе
(6.6)
Па
6.2 Выбор и регулирование вытяжного вентилятора
По суммарным потерям давления P = 584,87 Па и по расходу воздуха, проходящего через 1 кондюк: L=80 тыс. нм3/ч за ранее избираем вентилятор таковой же, как и приточный, а конкретно: ВК-Ц4-75-16 с числом оборотов n=675 о/мин, черта работы которого представлена на рис. 6.2.
Как и для выбора приточного вентилятора, строим свойства по точкам, представленным в таблице 6.4, а потом корректируем свойства вентилятора, рис. 6.2 учетом уже скорректированной свойства вентилятора строим характеристику совместной параллельной работы 2-ух вентиляторов и наносим характеристику сети суммарную на всасывании всех магистральных вытяжных линий, рис. 6.3.
Из рисунка видно, что рабочая точка сети буквально соответствует работе вентилятора без направляющего вентилятора, потому создавать регулировку вентилятора не необходимо.
В вытяжной системе, как и в приточной, устанавливаем 2 вентилятора ВК-Ц4-75-16 правого и левого выполнения, с числом оборотов n=675 о/мин без направляющего аппарата.
По рисунку 6.3. определяем коэффициент полезного деяния вентилятора при работе на данную сеть способом оборотного построения. Получаем .
Таблица 6.4. — Расчетные точки для построения черта сетей
Наименование
сети
Гидравлическое
сопротивление S
Подача воздуха
L, тыс. мэ/ч
Утраты давления
в сети Р, кПа
Сеть на
всасывании от
короба до
вентилятора
0,4842
0
0
10
0,04842
15
0,108945
20
0,19368
30
0,43578
40
0,77472
45
0,980505
50
1,2105
60
1,74312
70
2,37258
сеть на
нагнетании (до отделения потока на рециркуляцию)
0
0
50
0,11875
0,0475
60
0,171
70
0,23275
75
0,267188
80
0,304
90
0,38475
100
0,475
105
0,523688
120
0,684
сеть на
нагнетании
(вытяжная шахта)
0
0
50
0,34575
60
0,49788
70
0,67767
75
0,777938
80
0,88512
90
1,12023
0,1383
100
1,383
105
1,524758
120
1,99152
Сеть на
всасывании до
короба (удаление с 12 машин / удаление с 11 машин)
0
0
0
5
0,0319
0,028753
6
0,045936
0,041404
7
0,062524
0,056355
1,276
1,1501
8
0,081664
0,073606
10
0,1276
0,11501
15
0,2871
0,258773
20
0,5104
0,46004
30
1,1484
1,03509
40
2,0416
1,84016
1. черта вентилятора с углом поворота лопаток
2. черта вентилятора с углом поворота лопаток
Набросок 6.2 — Черта вентилятора ВК-Ц4-75-16 с п=540 о/мин и скорректированные свойства сетей
Набросок 6.3. — Свойства вентилятора и вытяжных сетей
Набросок 6.4. — свойства вентилятора и вытяжных сетей.
7. Финансовая эффективность избранной системы кондиционирования воздуха
Вывод о необходимости внедрения избранной нами системы кондиционирования воздуха можно создать методом сопоставления 2-ух вариантов систем:
С внедрением рециркуляции в прохладный период года (избранная нами система);
С внедрением подогревателя 1-й ступени.
Экономия валютных средств, связанных с эксплуатационными затратами, в системе с рециркуляцией по сопоставлению со 2-м вариантом
(7.1)
где — годичный расход теплоты в подогревателе первой ступени, Гкал/год;
С — стоимость 1 Гкал теплоты, руб./МДж.
Годичный расход теплоты
3600 (7.2)
где- средняя термическая перегрузка на воздухонагреватель 1-го обогрева, кВт;
n — длительность работы воздухонагревателя 1-го обогрева.
Будем считать, что воздухонагреватель 1-го обогрева работает в течение всего отопительного периода 16 часов в день. Длительность отопительного периода для городка Костромы по [14]
Z=241cyт.
т.е. длительность работы воздухонагревателя 1-го обогрева в течении года:
n = 241*16 = 3856 ч
Средняя термическая перегрузка на воздухонагреватель 1-го обогрева:
(7.3)
где — расчетная термическая перегрузка на воздухоподогреватель 1-го обогрева, кВт;
tв — расчетная температура воздуха в помещении,°С;
tнср — средняя температура внешнего воздуха,°С;
t’н — расчетная температура внешнего воздуха,°С.
]]>