Учебная работа. Проектирование мини ТЭЦ для больницы скорой помощи

Учебная работа. Проектирование мини ТЭЦ для больницы скорой помощи

3

Дипломная работа

Проектирование мини ТЭЦ для больницы скорой помощи

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ПОСТАНОВКА задачи И ХАРАКТЕРИСТИКА ОБЪЕКТА

1.1 Потребители тепла и электроэнергии

1.2 Актуальность реконструкции комплекса больницы скорой помощи

1.3 Источник тепла — мини-ТЭЦ

2. РАЗРАБОТКА СИСТЕМ ТЕПЛОЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЯ

2.1 Система отопления

2.1.1 Определение отопительной нагрузки комплекса по укрупненным показателям

2.1.2 Тепловой и гидравлический расчет операционного корпуса

2.1.3 Автоматизация протекающих процессов

2.2 системы вентиляции и кондиционирования воздуха

2.2.1 Определение вентиляционной нагрузки по кратности воздухообмена

2.2.2 Использование теплового насоса для кондиционирования воздуха операционного корпуса

2.2.3 Прокладка воздуховодов

2.3 Расчет и подбор двигателя внутреннего сгорания для мини-ТЭЦ

2.3.1 Тепловые и электрические нагрузки 34

2.3.2 Выбор и основные характеристики когенерационной установки

2.3.3 Расчет процесса горения

2.3.4 Эффективность энергоустановки

3. ПРОКЛАДКА ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ

3.1 Гидравлический расчет тепловой сети

3.2 Подбор и расчет толщины тепловой изоляции

3.3 Тепловой расчет тепловой сети

4. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ ПРОЕКТА

4.1 Сравнение вариантов энергоснабжения

4.1.1 Годовые затраты при централизованном энергоснабжении больницы

4.1.2 Годовые затраты при работе мини-ТЭЦ

4.1.3 Сравнительный анализ двух вариантов энергоснабжения

4.2 Окупаемость. Рентабельность проекта. Эффективность

4.3 Себестоимость энергии, произведенной когенерационной установкой

5. ОХРАНА ТРУДА И ОКРУЖАЮЩЕЙ СРЕДЫ

5.1 Расчет распыления и анализ концентрации вредностей

5.2 Охрана труда

5.3 Техника безопасности

ВЫВОДЫ

СПИСОК ИСТОЧНИКОВ информации

тепловая сеть электроснабжение вентиляция здание

ВВЕДЕНИЕ

В современном мире вопросы проектирования тепло- и электроисточников, Рационализация и систематизация технических решений в области энергоснабжения, обеспечивающие высокие экономические показатели проектируемых установок, приобретают повышенную значимость.

Относительно нашей страны вопрос энергосбережения и энергоснабжения стоит чрезвычайно остро из-за ряда факторов:

— энергетическая зависимость от импорта электроэнергии и природного сырья, и как следствие, большие тарифы на тепловую и электрическую энергию;

— экономическая нестабильность в стране, и как результат, промышленный застой и низкий прожиточный минимум;

— охрана окружающей среды очень важна, так как наша страна является в большей степени аграрной страной, и вопросы экологии занимают одно из приоритетных мест;

— устаревание и Износ оборудования больших существующих электростанций страны.

На сегодняшний день альтернативы энергосбережению не существует. В связи с этим, покрытие дефицита энергии следует осуществлять за счет таких источников, которые обладали бы уникальными свойствами: возобновляемостью, экологической чистотой и сравнительно невысокой стоимостью. Такими источниками являются солнечная энергия, энергия ветра и биомассы, энергия морских волн и приливов, геотермальная энергия и ряд других нетрадиционных и возобновляемых источников энергии. Однако, наряду с использованием нетрадиционных источников энергии, вопросы энергосбережения необходимо рассматривать гораздо шире и, в первую очередь, стремиться к улучшению работы уже существующего оборудования, путем изменения схем подачи и распределения теплоносителей, а также принятия нестандартных решений в обычных условиях.

Имея относительно небольшие размеры и численность населения, подавляющее большинство населенных пунктов Молдовы характеризуется относительно низким потреблением тепловой и электрической энергии. Это свидетельствует о том, что строительство энергетических станций мощностью более 30 МW в Республике Молдова не целесообразно, за исключением крупных городов — г. Кишинева и г. Бельц.

В г. Кишиневе система тепло- и электроснабжения является централизованной. Централизованная система теплоснабжения осуществляется Акционерным Обществом «Termocom», тепловая энергия которого подается по тепловым сетям, соединенных с ТЭЦ-1, ТЭЦ-2, а также с четырнадцатью собственными котельными. Электроснабжение осуществляется испанской фирмой — Акционерным Обществом «Union Fenosa».

Но высокие тарифы на тепловую и электрическую энергию часто заставляют потребителя переходить на автономное энергоснабжение, особенно промышленного потребителя или потребителя, нуждающегося в больших объемах тепла и электроэнергии.

В данном дипломном проекте рассмотрена задача децентрализации системы тепло- электроснабжения комплекса зданий, составляющих единый центр — Больницу скорой медицинской помощи. Проводится анализ и расчет всех существующих видов тепло- и электроэнергии, на основании которых выбрано необходимое оборудование для автономной подачи энергоснабжения, спроектированы участки тепловой сети для подключения всех зданий к источнику теплоснабжения, выбрана тепловая изоляция. В заключительной части проекта проводится экономический анализ целесообразности принятого решения, рассчитываются сроки окупаемости проекта, его Рентабельность и эффективность.

1. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ И ХАРАКТЕРИСТИКА ОБЪЕКТА

1.1 Потребители тепла и электроэнергии
Больница — основное лечебно-профилактическое учреждение службы здравоохранения. Она выполняет функции профилактики, диагностики, лечения, реабилитации, санитарного просвещения, подготовки врачебных и средних медицинских кадров, а для сотен больных больница является жильем, столовой, баней, прачечной.
Оптимальные гигиенические условия, прежде всего, необходимы для самого лечебного процесса и скорейшего выздоровления. Вот почему больной нуждается не только в медицинской помощи, но и в светлой, теплой, достаточно просторной, хорошо вентилируемой палате. А также гигиена больницы должна обеспечивать здоровые условия труда и для всего персонала.
Основными гигиеническими факторами, формирующими условия в палате, являются чистота воздуха, микроклимат, освещение, внутрибольничный и уличный шум.
Микроклимат закрытых помещений — это тепловое состояние среды, обусловленное теплоощущением человека и зависящее от температуры, относительной влажности и скорости движения воздуха, а также от температуры окружающих человека поверхностей.

В современных больницах применяют преимущественно системы центрального водяного отопления. В качестве нагревательных приборов используются радиаторы или бетонные панели. Панельное отопление предпочтительнее, особенно в помещениях операционного блока, родовых и реанимационных палатах, послеоперационных, интенсивной поверхность, допускающую легкую очистку, их следует размещать у наружных стен, под окнами, без ограждений. Не допускается расположение нагревательных приборов возле внутренних стен, они должны быть под окнами.

Приточно-вытяжная вентиляция, в первую очередь, необходима для рентгенологических и физиотерапевтических кабинетов, операционного блока, кухни, прачечной, патологоанатомического отделения и некоторых других.

В палатах, по сравнению с жилыми помещениями, имеются дополнительные источники загрязнения воздуха патогенными организмами и летучими, дурнопахнущими органическими веществами. Для обеспечения больных свежим и чистым воздухом необходима достаточная вентиляция. Исследования показали, что минимальный объем вентиляции на одного больного должен быть 40 — 50 m3, а оптимальный — в 2 раза больше [1].

Эффективность лечебного процесса в известной мере зависит от микроклимата в палате. В зимнее и переходное время для большинства больных согласно [2] температура комфорта находится в пределах 19-22 оС (расчетная температура 20 оС), при относительной влажности воздуха 40-60% и подвижности воздуха в пределах 0,05-0,1 m/s.

Если, кроме изложенного, учесть индивидуальные особенности больных и специфики их заболеваний, то станет понятно, что для решения проблемы оптимизации микроклимата, размещаемые в палате нагревательные приборы, должны иметь приспособления для свободного регулирования температуры воздуха.

Состояние оперируемого и работоспособность хирурга зависят от создания в операционной оптимального стабильного в течение операции микроклимата. Было доказано, что температура воздуха летом в операционной должна быть 20-22 оС (зимой 19-20 оС) при влажности 50-55 % и скорости движения воздуха до 0,1 m/s. Создание стабильного и оптимального микроклимата может быть достигнуто лишь путем подачи в операционную кондиционированного воздуха, что особенно важно в теплом климатическом поясе. Желательно иметь возможность регулирования параметров микроклимата в операционной.

Обычно при кондиционировании воздуха, в палатах обеспечивают температуру воздуха 22±1 оС и относительную влажность 50-60 %.

Важнейшее одной стены операционной, а вытяжные — с противоположной стороны у пола.

Для создания всех перечисленных условий больница нуждается в энергоснабжении не только электрической энергией, но и тепловой. Тепловая энергия, в виде горячей воды, используется для отопления, горячего водоснабжения и вентиляции. Электрическая энергия в большей степени используется для освещения, работы электрического оборудования, как медицинского, так и технического.

1.2 Актуальность реконструкции комплекса больницы скорой помощи
В настоящее время теплоснабжение комплекса зданий Больницы скорой помощи в г. Кишиневе «IMSP Centrul National Stiintifico-Practic Medicina de Urgenta» осуществляется из городских тепловых сетей, обеспечивающих теплоснабжение потребления по 1 категории. Теплоснабжение зданий осуществляется от центрального теплового пункта, размещенного в подвале здания пищеблока. Подключение систем теплоснабжения зданий к тепловым сетям предусматривается по зависимой схеме. В существующем центральном тепловом пункте (ЦТП) предусматривается приготовление горячей воды на нужды горячего водоснабжения (ГВС) всего комплекса зданий. Также центр запитан от двух электрических подстанций: тепловой подстанции ТП 620Ч2 по 1000 kVA и ТП 1145Ч2 по 1000 kVA.
На территории больницы имеется здание бывшей паровой котельной, пристроенное к зданию пищеблока. Котельная предназначалась для пароснабжения прачечной. Оборудование котельной демонтировано.
Функционирование теплофикационных централизованных систем сопровождается большими тепловыми потерями (достигающими 25-30 %) при транспорте горячей воды, и затратами электроэнергии на перекачку сетевой воды. Кроме того, вследствие высокой повреждаемости тепловых магистралей, надежность централизованных систем теплоснабжения оказывается низкой.
При всем многообразии способов производства электрической и тепловой энергии все более широкое использование индивидуальных установок показывает рост тенденции ухода от традиционной централизованной системы энергоснабжения. В этих условиях одним из важных направлений совершенствования теплофикационных систем и обеспечения максимальной экономии топлива является создание систем теплоснабжения на базе мини-ТЭЦ с использованием газопоршневых установок.

При принятии решения о строительстве собственной станции необходимо принимать во внимание преимущества мини-ТЭЦ по сравнению с традиционными паротурбинными или газотурбинными станциями, а именно:

· меньшая себестоимость выработки тепла и электроэнергии;

· высокий КПД (до 94 %);

· относительно невысокий объём капиталовложений;

· короткий срок планирования и строительства;

· восприимчивость к переменным нагрузкам;

· меньшая стоимость передачи и распределения тепла и электроэнергии;

· низкий уровень вредных выбросов;

· простота эксплуатации;

· меньшие эксплуатационные затраты.

Причины строительства мини-ТЭЦ для Больницы скорой помощи:

· Низкие надежность и качество энергоснабжения от централизованных сетей. К сожалению, аварии в сетях случаются достаточно часто (непогода; краны, рвущие ЛЭП; кража проводов и т.д.), местами имеет место низкое качество электроэнергии (например, колебание частоты и напряжения — критично для работы современного оборудования). Бесперебойное энергоснабжение является обязательным условием работы ответственных потребителей, таких как больница. Собственная мини-ТЭЦ позволяет минимизировать эти проблемы. Автономность мини-ТЭЦ, производящих электроэнергию и тепло на месте потребления, даёт гарантию от перебоев или аварийных отключений, которые неизбежны из-за изношенности электрических и тепловых сетей;

· Отсутствие свободных мощностей в местных централизованных электрических и тепловых сетях. Строительство собственной мини-ТЭЦ позволяет ввести больницу в эксплуатацию в приемлемые сроки (не упуская Прибыль в ожидании присоединения к сетям). Срок строительства мини-ТЭЦ составляет от 7 до 24 месяцев (в зависимости от мощности);

· Высокие тарифы на электрическую и тепловую энергию. Себестоимость энергии собственной мини-ТЭЦ ниже тарифов на 50-200 %, что позволяет станции окупаться за период от 2 до 10 лет.

Экономическая эффективность использования мини-ТЭЦ:

· относительно быстрый возврат инвестированного капитала;

· отсутствие платы за технологическое подключение;

· минимум тепловых потерь и утечек в теплотрассах;

· возможность установки в помещениях действующих котельных;

· отсутствие необходимости строительства ЛЭП, ТЭП, протяженной кабельной сети.

Для уменьшения капитальных затрат на строительство здания для мини-ТЭЦ установку энергоблоков предполагается выполнять в существующих зданиях котельных.

1.3 Источник тепла — мини-ТЭЦ
В последние годы для автономного энергоснабжения на промышленных и коммунальных предприятиях применяются когенереционные установки, вырабатывающие электрическую и тепловую энергию. Такое оборудование принято называть мини-ТЭЦ или установками малой энергетики. В то же время следует отметить, что не существует четкого определения, какие объекты и с какой генерирующей мощностью можно отнести к малой энергетике. В отличие от больших электроцентралей мини-ТЭЦ дают возможность вырабатывать энергию, которая необходима непосредственно на месте потребления.
В последнее десятилетие в малую энергетику активно внедряются энергоустановки, использующие в качестве первичного источника энергии газопоршневые двигатели. Подобные машины могут работать не только на природном газе, но и на попутных нефтяных газах, газообразных продуктах термохимической и биохимической переработки органических отходов. Газопоршневые энергоустановки отличаются высокой экономичностью, в том числе на частичных нагрузках, и удовлетворительными экологическими характеристиками. При росте стоимости топлива задача наиболее эффективного его использования становится все более актуальной. Температурный уровень жидкости, охлаждающей блок цилиндров двигателя, масла и отходящих газов дизельных и газопоршневых установок, позволяет реализовать их тепловой потенциал для целей теплоснабжения, ГВС, производства технологического пара. Теоретически все тепло, за исключением радиационных и конвективных потерь тепла собственно от двигателя, может быть полезно использовано, тем самым обеспечивается высокая эффективность сжигания топлива. У лучших когенерационных установок (мини-ТЭЦ) эффективность использования топлива (отношение полезной тепловой и электрической энергии, запасенной в топливе, без учета скрытой теплоты испарения воды, содержащейся в продуктах реакции горения топлива) может достигать 90 %.
Уровни температуры системы охлаждения двигателя (80 — 90 оС), масляной системы (90 — 110 оС) и продуктов сгорания (550 — 650 оС), вполне достаточны для того, чтобы использовать тепло двигателя для целей отопления и ГВС.
В мини-ТЭЦ, помимо обеспечения электрической еще и тепловой энергией (отопление и/или ГВС), тепловой режим двигателя будет зависеть как от графиков электрической и тепловой нагрузок потребителя, так и от требуемых температур теплоносителя во внешнем контуре теплоснабжения. Для отопительной нагрузки при качественном способе регулирования температура воды зависит от температуры окружающего воздуха и определяется стандартным температурным графиком. температура воды в системе ГВС регламентирована соответствующими «Строительными нормами и правилами» (СНиП). В связи с перечисленными температурными ограничениями предъявляются соответствующие требования к составу и схемам теплоутилизационного блока мини-ТЭЦ, к системе тепловой автоматики и алгоритму регулирования.
наличие в составе больничного комплекса мини-ТЭЦ дает двойной эффект: снижение расходов на энергообеспечение и повышение надежности электроснабжения ответственных потребителей больницы (операционного блока и блока реанимации) за счет ввода независимого источника электроэнергии.
Стимулами к созданию собственной генерации энергии являются:
— создание комфортных условий по обеспечению больницы теплом в летний и переходные периоды (когда центральное теплоснабжение отключено);
— отказ от использования электроэнергии для подготовки воды в системе ГВС в летний и переходный периоды;
— улучшение экономических показателей больницы в связи с возможностью более гибкого регулирования температуры теплоносителя с учетом температуры окружающего воздуха, а также возможное получение дополнительного положительного экономического эффекта в случае благоприятного соотношения цен на рынке газа и тепла.
2. РАЗРАБОТКА СИСТЕМ ТЕПЛОЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЯ
2.1 Система отопления
2.1.1 Определение отопительной нагрузки комплекса по укрупненным показателям
Расчет отопительной нагрузки по укрупненным показателям можно провести по уравнению согласно [3]:
kW,
где: — коэффициент инфильтрации, =0,06;
qo — удельные теплопотери здания, W/(m3K);
V — объем зданий по наружному обмеру, m3;
tв и tн — соответственно температура внутреннего и наружного воздуха, оС.
Величину удельных теплопотерь можно определить по следующему эмпирическому соотношению:
W/(m3K),
где: S, Р, Н — соответственно площадь здания в плане, m2; периметр в плане, m; высота, m;
d — доля остекления стен, в долях процентов, в нашем случае принимаем d=0,35;
кс, кок, кпт, кпл — коэффициенты теплопередачи через наружные стены, окна, потолок и пол, W/(m2K). В расчете принимаем: кс=1,04 W/(m2K), кок=2,7 W/(m2K), кпт=1,43 W/(m2K), кпл=0,82 W/(m2K) по [1].
На рисунке 2.1 представлен план расположения корпусов больницы.

Рисунок 2.1 План расположения корпусов больницы
Рассчитаем отопительную нагрузку первого блока (травматологический корпус).
Величину удельных теплопотерь определяем по соотношению (1.2):
W/(m3K).
Отопительную нагрузку рассчитываем по формуле (1.1):
kW.
По соответствующей методике проводим расчет всех зданий больничного комплекса. Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 — Основные характеристики зданий комплекса больницы скорой помощи

Здание

Площадь S, m2

Периметр

P, m

Высота

H, m

Объем V, m3

Дt, К

Удельные теплопотери

qo, W/(m3K)

Отопительная нагрузка

Qот, kW

Блок 1

860

132

20

17200

36

0,39

256,862

Блок 2

1500

200

26

25000

36

0,33

314,615

Блок 3

940

150

26

24440

36

0,38

353,657

Операционный блок

576

96

14

8064

38

0,46

149,418

Столовая

1100

156

6

6600

34

0,61

144,634

Патологоанатомический корпус

486

108

6

2916

36

0,76

84,510

Лаборатория

260

112

4

1028

36

1,32

51,888

Инженерно-технический корпус

430

100

6

2580

36

0,78

76,689

Расширение 1

540

102

26

14040

36

0,43

232,742

Расширение 2

870

130

9

7800

36

0,51

151,420

Административный блок

1480

238

11

16280

36

0,49

303,684

Максимальный годовой расход тепла на отопление составит:
MW.
Однако, в течение 166 суток (период отопительного сезона) средняя температура наружного воздуха для Республики Молдова составляет tнср= 0,6 оС, и, следовательно, среднегодовая нагрузка на отопление составит:
MW.
Для определения среднегодового теплопотребления тепла на отопление , J, необходимо учесть, что время расчетного отопительного сезона для РМ от=166 суток:
GJ.
GJ.
Для определения расчетной вентиляционной нагрузки , W, используется уравнение теплового баланса:
,
где: V — объемные расходы воздуха в системе, m3/s. По данным [2] принимаем V=13,6 m3/s;
, cp — плотность и удельная теплоемкость воздуха, соответственно равные 1,2 kg/m3 и 103 J/(kg K);
tнв — расчетная вентиляционная температура наружного воздуха (-16 оС);
tпр — температура приточного воздуха (20 оС).
Расчетная вентиляционная нагрузка составит:
МW.
Среднегодовая нагрузка на вентиляцию составит:
,
МW.
Среднегодовое потребление теплоты на вентиляцию , J составит:
,
GJ.
Расход тепла на ГВС Qгвс , W, можно определить по уравнению:
где: N — число пациентов и медицинского персонала, N=2250 человек;
b — нормативный расход горячей воды для больницы, отнесенный к одному больному, b = 8,6810-4 kg/s;
tг — температура горячей воды у потребителя, расчетное значение составляет 65 оС; — расчетное кн — коэффициент недельной неравномерности расхода тепла, равный кн =1,2; кс — коэффициент суточной неравномерности расхода тепла, равный кс=1,7.
Расход тепла на ГВС составит:
МW.
Среднегодовое потребление теплоты на нужды ГВС , J составит:
где: от — продолжительность отопительного периода;
пр — продолжительность периода профилактических работ, 15 суток;
л — коэффициент снижения часового расхода воды на ГВС в летний период, принимаемый равным 0,8;
— расчетная температура холодной воды в летний период, 15 оС.
Среднегодовое теплопотребление на нужды ГВС , J составит:
GJ
Результаты расчетов годовых расходов тепла приведены в таблице 2.2.
Таблица 2.2 — Годовые расходы тепла

Потребление тепла

количество дней работы в году

Среднегодовая нагрузка, kW

Среднегодовое теплопотребление, GJ

Отопление

166

1190

17100

Вентиляция

166

320

4550

ГВС

365

240

6000

Потери в сетях

365

30

900

Итого

—

1770

28550

С учетом среднемесячных температур воздуха в г.Кишиневе, представленных в таблице 2.3, можно рассчитать по формулам (2.1), (2.10) и (2.16) среднемесячные нагрузки на отопление, вентиляцию и горячее водоснабжение, представленные в таблице 2.4.
Таблица 2.3 — Среднемесячные температуры воздуха в г. Кишинев

Месяц

Средняя месячная температура воздуха, °С

Месяц

Средняя месячная температура воздуха, °С

Январь

-3,5

Июль

21,4

Февраль

-2,2

Август

20,7

Март

2,6

Сентябрь

16

Апрель

9,7

Октябрь

10,1

Май

15,9

Ноябрь

4,1

Июнь

19,4

Декабрь

-0,8

Таблица 2.4 — Среднемесячные тепловые нагрузки комплекса

Месяц

Среднемесячная тепловая нагрузка на отопление, kW

Среднемесячная тепловая нагрузка на вентиляцию, kW

Среднемесячная тепловая нагрузка на ГВС, kW

Средне-месячные тепловые потери, kW

Средне-месячные тепловые нагрузки, kW

Январь

1340

350

240

193

2123

Февраль

1250

360

240

185

2035

Март

1010

270

240

152

1672

Апрель

600

160

240

100

1100

Май

0

0

210

21

231

Июнь

0

0

210

21

231

Июль

0

0

210

21

231

Август

0

0

210

21

231

Сентябрь

0

0

210

21

231

Октябрь

570

150

240

96

1056

Ноябрь

920

250

240

141

1551

Декабрь

1210

330

240

178

1958

По результатам расчетов был построен график нагрузок каждого месяца, показанный на рисунке 2.2.
Рисунок 2.2 График среднемесячных тепловых нагрузок
2.1.2 Тепловой и гидравлический расчет операционного корпуса
Основным уравнением для расчета тепловой отопительной нагрузки , W, является уравнение теплового баланса:
где: — теплопотери здания через наружные ограждения, W;
— теплопотери в результате инфильтрации через неплотности в ограждениях, W;
— расход тепла на нагрев материалов, вносимых в помещение, W (не учитываем); — тепловыделения в помещении, W.
Суммарные теплопотери здания складываются из теплопотерь через наружные стены, чердачные перекрытия, полы, окна, наружные двери. Наружными считаются ограждения, температура воздуха с обеих сторон которых различается более чем на 5 К.
Для определения теплопотерь через каждое ограждение , W, используется основное уравнение теплопередачи:
,
где: k — коэффициент теплопередачи через наружное ограждение, W/(m2K);
F — площадь поверхности ограждения, m2 ;
n — коэффициент, учитывающий поправку на перепад температур для верхнего и нижнего горизонтальных ограждений здания.
Коэффициент n выбирают по следующим значениям:
— наружные стены, окна, наружные двери — 1;
— полы на грунте и на лагах — 1;
— ограждения, отделяющие отапливаемые помещения от неотапливаемых — 0,4;
Величина требуемого термического сопротивления Rтр рассчитывается по уравнению:
где — нормируемый температурный напор между температурой воздуха в помещении и температурой на внутренней поверхности ограждения. Для больниц эта величина равна 6 К для наружной стены, 4 К — для кровли, для полов — 2 К. Термическое сопротивление не должно быть меньше требуемого.
Величина требуемого термического сопротивления Rтр:
Если условие соблюдено, то влага на внутренней поверхности стены конденсироваться не будет.
В зависимости от расположения ограждения по сторонам света возникают дополнительные теплопотери через наружные ограждения. Для наружных стен, окон и наружных дверей зданий любого назначения согласно [4] дополнительные теплопотери определяются в процентах от основных теплопотерь при следующих условиях:
— при обращении ограждения на север, восток, северо-восток и северо-запад — в размере 10 %;
— при обращении на юго-восток и запад — в размере 5 %.
Для определения теплопотерь через световые проемы окон и наружных дверей, используются значения требуемых термических сопротивлений. Так как в нашем случае двойное раздельное остекление, то сопротивление теплопередаче равно R=0,37 m2K/W.
Потери тепла на инфильтрацию определяем по уравнению теплового баланса:
где: А — коэффициент, учитывающий подогрев воздуха в конструкции окон, принимаемый равным 0,8 для двойных окон в раздельных переплетах;
mинф — расход инфильтрирующегося воздуха, kg/s:
где: д — толщина зазора, равная 0,001 m для окон в деревянных переплетах; l — суммарная длина зазора, m;
В — поправочный коэффициент, составляющий , Р — перепад давлений снаружи и внутри помещения, Pа:

где: wн — расчетная скорость ветра, m/s; h — высота здания, m.
Для условий РМ wн = 5,4 m/s при tн = -16 оС и н = 1,374 kg/m3.
При этом справедливо для: ?Р = 0 — 0,4 В = 1, ?Р = 0,4 — 1 В = 0,89 + 0,3 ?Р. Перепад давлений снаружи и внутри помещения равен:
Pа,
из чего следует, что B=1. Расход инфильтрирующегося воздуха составит: kg/s.
Потери тепла на инфильтрацию составят: W.
В нашем случае конструкция переплетов деревянная с толщиной зазора до 1,5 mm, а средняя скорость ветра 5 m/s, расход воздуха берем равным 4,87 kg/(sm). На рисунке 2.3 показан план операционного корпуса больницы.
Рисунок 2.3 План операционного корпуса
Таким образом, можно рассчитать теплопотери в операционной № 01.
Теплопотери через наружную стену:
W
Так как кабинет расположен в северном направлении, то дополнительные теплопотери составляют 10 % от теплопотерь через наружную стену:
W
Теплопотери через окна:
W
W
Общие теплопотери операционной определяются как сумма всех расчетных теплопотерь через наружные ограждения:
W
Аналогично рассчитываются остальные кабинеты. Результаты расчетов сведены в таблицу 2.5.
Теплопотери одного этажа определяются как сумма теплопотерь всех кабинетов:
W.
Теплопотери первого этажа через пол, под которым находится подвальное неотапливаемое помещение (t=5 оС):
W.
Теплопотери четвертого этажа через потолок, над которым находится технический этаж (t=5 оС):
W.
Теплопотери подвального помещения рассчитываем по основному уравнению теплопередачи, учитывая, что поверхность пола в расчете будет увеличена за счет стен:
m2.
Термическое сопротивление неутепленного пола определяется по зонам, отсчитываемым от каждой наружной стены. Ширина каждой зоны 2 m. Примыкающая к наружной стене зона является первой, следующая — второй и т.д. Термическое сопротивление каждой зоны принимается следующим образом: для первой зоны R1=2,1 m2•K/W, для второй — R2=4,3 m2•K/W, для третьей — R3=8,6 m2•K/W, сопротивление четвертой и всех последующих зон RN=14,1 m2•K/W.
Таблица 2.5 — Теплопотери операционного блока через наружные ограждения

Поме-щение

F,

m2

Дt,

K

k,

W/(m2•K)

n

Q,

W

R,

m2•K/W

Rтр, m2•K/W

tн,

К

Нап- равл.

%

Qдоп,

W

Qинф,

W

Qобщ,

W

01

36

38

1,04

1

1422,7

0,96

0,73

6

С

0,1

142,3

—

3687,9

8

38

2,7

1

820,8

0,37

—

—

—

0,1

82,1

1220,1

02

18

38

1,04

1

711,4

0,96

0,73

6

С-В

0,1

71,1

—

2905,4

8

38

2,7

1

820,8

0,37

—

—

—

0,1

82,1

1220,1

03

18

38

1,04

1

711,4

0,96

0,73

6

С-В

0,1

71,1

—

2905,4

8

38

2,7

1

820,8

0,37

—

—

—

0,1

82,1

1220,1

04

36

38

1,04

1

1422,7

0,96

0,73

6

В

0,1

142,3

—

3687,9

8

38

2,7

1

820,8

0,37

—

6

—

0,1

82,1

1220,1

05

18

38

1,04

1

711,4

0,96

0,73

6

Ю-В

0,05

35,6

—

2400,6

6

38

2,7

1

615,6

0,37

—

—

—

0,05

30,8

976

7,5

4

1,04

1

31,2

0,96

—

—

—

—

0

—

10

18

38

1,04

1

711,4

0,96

0,73

6

С-З

0,1

71,1

—

2466,9

6

38

2,7

1

615,6

0,37

—

—

—

0,1

61,6

976

7,5

4

1,04

1

31,2

0,96

—

—

—

—

0

—

11

16,5

34

1,04

1

583,4

0,96

0,65

6

С-З

0,1

58,3

—

1153,5

2

34

2,7

1

183,6

0,37

—

—

—

0,1

18,4

309,8

18

16,5

34

1,04

1

583,4

0,96

0,65

6

Ю-В

0,05

29,2

—

1514,5

4

34

2,7

1

367,2

0,37

—

—

—

0,05

18,4

516,3

20

9

36

1,04

1

337

0,96

0,69

6

Ю-З

0

0

—

1400,8

4

36

2,7

1

388,8

0,37

—

—

—

0

0

675

19

15

36

1,04

1

561,6

0,96

0,69

6

Ю-З

0

0

—

2157

6

36

2,7

1

583,2

0,37

—

—

—

0

0

1012,5

08

18

6

1,04

0,4

44,9

0,96

—

—

—

0

0

—

70

15

4

1,04

0,4

25

0,96

—

—

—

0

0

—

06

18

6

1,04

0,4

44,9

0,96

—

—

—

0

0

—

70

15

4

1,04

0,4

25

0,96

—

—

—

0

0

—

21

18

34

1,04

1

636,5

0,96

0,65

6

Ю-З

0

0

—

1520

4

34

2,7

1

367,2

0,37

—

6

—

0

0

516,3

22

18

34

1,04

1

636,5

0,96

0,65

6

С-З

0,07

47,7

—

2102,4

6

34

2,7

1

550,8

0,37

—

6

Ю-З

0,07

41,3

397,4

09

16,5

4

1,04

0

27,5

0,96

—

—

—

0

0

—

27,5

Окончательно, термическое сопротивление неутепленного пола, m2•K/W:
m2•K/W,
где: Fi — площадь соответствующей зоны, m2;
F — площадь пола, m2.
В рассматриваемом случае: F1=228 m2, F2=180 m2, F3=78 m2 , F4=330 m2.
Термическое сопротивление неутепленного пола будет равно:
m2•K/W.
Теплопотери через пол будут равны:
W.
Общие теплопотери операционного корпуса составят:
W.
В результате теплового расчета количество тепла, которое необходимо подать в каждое помещение для компенсации теплопотерь составит:
.
С другой стороны, тепловой поток попадает в помещение от поверхности отопительного прибора Qпр, от поверхности нагретых труб Qтр, а также частично расходуется на прогрев ограждающей конструкции в месте установки отопительного прибора Qдоп, величина которого определяется в процентах от величины или в виде коэффициента 1:
При выборе отопительного прибора необходимо учитывать следующий ряд условий:
1.Нагревательные приборы должны иметь гладкую поверхность, допускающую легкую очистку, их следует размещать у наружных стен, под окнами, без ограждений.
2.Не допускается расположение в палатах нагревательных приборов у внутренних стен.
3.В операционных, предоперационных, реанимационных залах, наркозных, а также в палатах интенсивной должен быть обеспечен свободный доступ для текущей эксплуатации и уборки отопительных приборов.
Учитывая вышеупомянутые условия, выбираем по данным [3] чугунные секционные радиаторы МС-85-500 с техническими характеристиками, указанными в таблице 2.6.
Таблица 2.6 — Основные технические характеристик и радиаторов МС-85-500

Наименование показателей

Номинальный тепловой поток q, kW

0,115

Площадь наружной поверхности нагрева f, m2

0,154

Номинальный коэффициент теплопередачи, W/(m2•K)

10,67

Масса, kg

5,7

Объём воды, l

1,0

Межосевое расстояние (монтажная высота) Нм, mm

500

Общая высота Н, mm

580

Глубина, mm

85

Длина (без пробок), mm

65

При установке у наружной стены секционного радиатора 1 = 1,02.
количество тепла, передающегося в помещение от поверхности нагретых труб можно определить по уравнению теплопередачи:
,
где: kтр — коэффициент теплопередачи трубопроводов, W/(m2•K). Для одной стальной трубы диаметром менее 32 mm и средней разности температур между теплоносителем и окружающей средой, равной 63 oC, kтр=14 W/(m2•K); Fтр — площадь наружной поверхности трубопровода, m2;
— коэффициент, принимаемый равным:
— для подающей линии, расположенной под потолком, — 0,25;
— для вертикальных стояков — 0,5;
— для обратного трубопровода, расположенного над полом, — 0,75;
— для подводок к отопительному прибору — 1,0.
Таким образом, теплоотдача отопительного прибора составляет:
Площадь поверхности отопительного прибора:
где: 2 — поправочный коэффициент на способ установки прибора, для чугунного секционного радиатора, установленного у наружной стены под световым проемом, 2=1,02;
3 — поправочный коэффициент на число секций N в приборе;

N

до 5

6-10

11-20

Более 20

3

0,95

1,00

1,05

1,10

Рассчитаем отопительные приборы в кабинете №01.
количество тепла, передающегося в помещение от поверхности нагретых труб:
W.
Теплоотдача отопительного прибора составляет:
W.
Площадь поверхности отопительного прибора:
m2.
Количество секции отопительного прибора найдем, разделив поверхность отопительного прибора на площадь наружной поверхности нагрева одной секции:
В кабинете № 01 устанавливаем 2 чугунных секционных радиатора по 18 секций каждый.
По приведенной методике проводим расчет площади поверхности отопительных приборов во всех остальных помещениях. Результаты расчета отопительных приборов сведены в таблице 2.7.
Таблица 2.7 — Расчет количества секций отопительных приборов

№ кабинета

Дt, К

Fтр, m2

Qm, W

Qтр, W

Qпр, W

Fпр, m2

Nсек, шт

01

63

0,377

3687,9

332,3

3289,8

5,5

36

02

63

0,377

2905,4

332,3

2522,6

4,2

27

03

63

0,377

2905,4

332,3

2522,6

4,2

27

04

63

0,377

3687,9

332,3

3289,8

5,5

36

05

63

0,301

2400,6

265,9

2092,9

3,5

23

10

63

0,301

2466,9

265,9

2157,9

3,6

23

11

67

0,301

1153,5

282,75

853,7

1,2

8

18

67

0,301

1514,5

282,75

1207,6

1,8

12

19

65

0,377

2157

342,89

1778,5

2,7

18

20

65

0,301

1400,8

274,31

1104,4

1,7

11

21

67

0,603

1520

565,50

935,8

1,4

9

22

67

0,603

2108,3

565,50

1512,6

2,3

15

После того, как был проведен тепловой расчет, найдена отопительная нагрузка и выбраны отопительные приборы, переходим к гидравлическому расчету, целью которого является определение оптимальных значений внутренних диаметров трубопроводов.
Скорость движения воды в трубопроводах wi, m/s, можно определить по уравнению неразрывности в зависимости от расхода воды на соответствующем участке mi и площади поперечного сечения канала fi:
.
Расход теплоносителя на расчетном участке mi, kg/s, определяется по уравнению:
где tг, to — температура воды в подающем и обратном трубопроводах (tг=85 oC, to=65 oC).
Расход теплоносителя на отопление операционной №01 с наибольшим тепловым потоком:
kg/s.
Скорость движения воды в трубопроводе:
m/s.
Так как <0,65 m/s (максимальная допустимая скорость при d=20 mm), то выбранные трубы с диаметром 20 mm соответствуют стандартам, и их можно использовать при отоплении.

2.1.3 Автоматизация протекающих процессов
Для автоматического регулирования температур в помещениях больницы и оптимизации работы однотрубной отопительной системы были выбраны клапаны Danfoss RTD-G по данным [5]. Выберем диаметр регулирующего клапана в однотрубной системе отопления при следующих условиях (для кабинета №01 и №04 операционного корпуса): тепловая мощность радиатора Q=3,3 kW; перепад температур теплоносителя Дt=20 K; перепад давлений на клапане Дp=0,004 bar; расчетный расход теплоносителя G=140 l/h. По приведенной на рисунке 2.4 диаграмме подбирается клапан RTD-G.
Рисунок 2.4 Диаграмма для выбора клапана RTD-G
Аналогично подберем клапаны и для остальных кабинетов: для кабинетов №№ 02, 03, 05, 10, 19, 22 выбираем клапан RTD-G 20, а для 11, 18, 20 и 21 — RTD-G 15.
Рисунок 2.5 Схема присоединения клапана RTD-G в однотрубной насосной системе отопления

2.2 системы вентиляции и кондиционирования воздуха
2.2.1 Определение вентиляционной нагрузки по кратности воздухообмена
Больницы оборудуются приточно-вытяжной вентиляцией с механическим побуждением. Приточно-вытяжная вентиляция обеспечивает в помещениях организованный воздухообмен вне зависимости от погодных условий.
В первую очередь общеобменная приточно-вытяжная вентиляция необходима для рентгенологических и физиотерапевтических кабинетов, водолечебницы, операционного блока, кухни, прачечной, патологоанатомического отделения и некоторых других помещений.
Воздухообмен в помещениях больницы обычно определяется по величине кратности воздухообмена, значения которой для некоторых типов кабинетов приводятся таблице 2.8. Неравенство притока и вытяжки приводит к тому, что из помещений, где вытяжка превышает приток, воздух не распространяется по другим помещениям, т.к. в них создается разряжение. В противном случае, когда в помещение попадает больше воздуха на приток, создается подпор воздуха, содержащего неприятные запахи или повышенные концентрации вредных веществ. Проведем расчет вентиляционной нагрузки операционного корпуса по [6].
Расчетные температуры, кратность и объемы воздухообмена каждого кабинета, по которым будут рассчитаны суммарные объемы воздуха на приток и вытяжку, приведены в таблице 2.9.
Таблица 2.8 — Расчетная температура воздуха и кратность воздухообмена в больнице

Помещение

Расчетная температура, oC

Кратность воздухообмена, 1/h

Приток

Вытяжка

Палаты для взрослых больных

20

80 m2

(на одну койку)

80 m2

Палаты инфекционного отделения, боксы и полубоксы

22

2,5

(из коридора)

2,5

Кабинеты врачей

20

1

1

Помещение для санитарной обработки больных

25

3

5

Уборные и умывальные для больных

20

—

50 m2
(на 1 унитаз и

20 m2 на 1 писуар)

Санитарная комната

16

—

5

Малые операционные

22

10

5

Перевязочные, процедурные, манипуляционные

22

1,5

2

Таблица 2.9 — Расчетная температура, кратность и объем воздухообмена

№

каб.

Наименование

t, oC

V, m3

Кратность, 1/h

Vвозд, m3/h

Выт.

Прит.

Выт.

Прит.

01

Операционная

22

110

5

10

550

1100

02

Операционная

22

106

5

10

530

1060

03

Операционная

22

106

5

10

530

1060

04

Операционная

22

110

5

10

550

1100

05

Предоперационная

22

58,5

2

1,5

100

75

06

Наркозная

22

92

8

10

740

920

07

Кладовая переносной аппаратуры

16

55

1

—

55

—

08

Предоперационная

22

87,5

2

1,5

175

130

09

Наркозная

22

92

8

10

740

920

10

Предоперационная

22

53

2

1,5

105

80

11

Помещение хранения рентгенаппаратов

18

52

3

1

170

55

12

Кладовая чистого белья

16

17,6

1

—

20

—

13

Шлюз

20

36

—

—

1140

—

14

Санпропускник для персонала

25

45

2

1,5

75

75

15

Уборная персонала

20

9

5

—

50

—

16

Кладовка предметов уборки

20

7,5

5

—

35

—

17

Санпропускник для персонала

25

36

2

2

75

75

18

Помещение мытья инструментов

18

41,5

3

1

145

50

19

Протокольная

20

47,2

1

1

55

55

20

Кабинет хирурга

20

28,8

1

1

35

35

Общие суммарные объемы воздуха на приток и вытяжку составят:
m3/h,
m3/h.

2.2.2 Использование теплового насоса для кондиционирования воздуха операционного корпуса
Для комфортной вентиляции с рекуперацией тепла, нагревом и охлаждением воздуха используют систему вентиляции и кондиционирования DanX. Агрегаты DanX представлены 6-ю типоразмерами с производительностью по притоку от 2000 до 32000 m3/h.
Подбираем агрегат DanX 5/10, так как суммарный расход воздуха в системе приточной вентиляции в операционных кабинетах равен 4320 m3/h. Технические параметры кондиционера DanX 5/10 представлены в таблице 2.10.
Таблица 2.10 — Технические параметры агрегата DanX 5/10

Технические характеристики

DanX 5/10

Номинальный расход воздуха

8500 m3/h

Максимальный расход воздуха без теплового насоса

10000 m3/h

Максимальная теплопроизводительность теплового насоса

48,6 kW

Максимальная холодопроизводительность теплового насоса

37,6 kW

Максимальный коэффициент эффективности теплового насоса

4,5

Достоинствами агрегата являются:
· комплексный подход к решению проблем вентиляции, включая подачу свежего воздуха, его обогрев, охлаждение и осушение, рекуперацию тепла и автоматизированное управление микроклиматом;
· круглогодичное поддержание стабильных параметров воздуха за счет использования дополнительного теплового насоса и совершенной системы автоматики;
· низкие эксплуатационные затраты за счет комбинированного использования пластинчатого теплообменника с тепловым насосом, а также низких потерь давления.
Среднее соотношение между затрачиваемой электрической энергией и получаемой тепловой энергией (СОР) агрегатов DanX в зимний период составляет не менее 5:1, а в летний период — не менее 4:1;
· гибкость и модульное построение конструкции, позволяющей учесть все нюансы создаваемого микроклимата и требования к вентиляционному оборудованию;
· компактность конструкции и простота монтажа;
· высокая надежность: все агрегаты рассчитаны на непрерывную работу не менее 10 лет, даже в условиях агрессивной среды плавательных бассейнов.
При оборудовании секции теплообменника агрегата тепловым насосом можно достичь максимального энергосбережения в зимний период года и обеспечить эффективное охлаждение в летний период.
Тепловой насос представляет собой компрессорную холодильную машину с теплообменниками испарителя на стороне вытяжки, и конденсатора на стороне притока.
В расположенном на стороне вытяжки испарителе (охлаждающем теплообменнике) происходит частичное поглощение хладагентом остаточной после прохождения рекуператора тепловой энергии воздуха.
После сжатия в компрессоре хладагент за счет передачи тепла потоку приточного воздуха преобразуется в нагревательном теплообменнике (конденсаторе) в жидкость.
Помимо поглощения тепла вытяжного потока, нагрев свежего воздуха осуществляется также за счет теплоотдачи с поверхности электродвигателя компрессора.
В результате, температура приточного воздуха становится равной или даже несколько выше температуры возвратного воздуха.
В теплое время года очень часто возникает необходимость использования теплового насоса для охлаждения окружающего воздуха, так как режима естественного охлаждения бывает недостаточно для ассимиляции имеющихся теплопритоков и достижения комфортной температуры. За счет переключения 4-ходового клапана в холодильном контуре теплового насоса направление потоков хладагента меняется, в результате чего теплообменник, установленный на стороне свежего воздуха, начинает выполнять роль испарителя, поглощая из него тепловую энергию, передаваемую затем в конденсаторе вытяжному воздуху.
Для выбора наиболее эффективного хладагента учитывают его термодинамические характеристики (удельную хладопроизводительность, рабочее давление и температуру в системе, холодильный коэффициент), безопасность (экологичность, негорючесть, нетоксичность), стоимость и эксплуатационные затраты. По химическому составу все хладагенты можно классифицировать следующим образом:
Рисунок 2.6 Схема теплового насоса
Таблица 2.11 — классификация хладагентов

Химическая группа

Аббревиатура

Примеры

Хлорфторуглероды

ХФУ (CFC)

R 11, R 12

Хлорфторуглеводороды

ГХФУ (HCFC)

R 22, R406A

Фторуглеводороды

ГФУ (HFC)

R 134a, R 407C, R 410A

Природные хладагенты

Углеводороды

ГУ (HC)

R 600 — бутан, R 290 — пропан

Неорганические соединения

R 717 — аммиак, R 718 — вода

В настоящее время в качестве альтернативных, не содержащих хлора заменителей хладагента R 22 (в соответствии с Монреальским Протоколом 1987 года по веществам, разрушающим озоновый слой Земли, Производство ГХФУ предусмотрено заморозить, а к 1 января 2030 года и полностью прекратить), можно рассматривать R 407C, R 134a, R410A, R404A. Проанализируем и сравним технические характеристики хладагентов R 22, R 407C, R 134a, R717, R406A, R410A и выберем оптимальный вариант для теплового насоса. Для этого были использованы диаграммы программы Coolpack.
Таблица 2.12 — Свойства хладагентов

R 22

R 407C

R 406A

R 410A

R 134a

R 717

Состав

Чистое вещество R 22

23% R 32, 25% R125, 52% R134a

55% R22, 41% R142b, 4% R600a

50% R32, 50% R125

Чистое вещество R134a

Чистое вещество аммиак

Удельная массовая хладопроизво-дительность , kJ/kg

163,79

162,28

128,7

167,86

149,95

1102,2

Холодильный коэффициент

Высокий

Средний

Высокий

Низкий

Высокий

Очень высокий

Рабочее давление

высокое

среднее

Среднее

Очень высокое

Низкое

высокое

температура нагнетания

высокая

средняя

Средняя

Высокая

Низкая

Очень высокая

температура скольжения

—

5 К

5 К

0,2 К

—

—

Потенциал истощения озонового слоя Земли

0,05

0

0,055

0

0

0

Потенциал глобального потепления

1700

1980

1760

2340

1300

0

Рассчитаем холодильные коэффициенты в случае для зимнего и летнего периода для хладагента R 407C в соответствии с [7]. На диаграммах, представленных на рисунке 3 и рисунке 4, показаны рабочие циклы теплового насоса, работающего на хладагенте R 407C.
В зимний период температура в конденсаторе равна +25 оС, в испарителе -11 оС, тогда:
· в точке 1 (на входе в компрессор): h1=408 kJ/kg;
· в точке 2 (на выходе из компрессора): h2t=441 kJ/kg;
· в точке 3 (на выходе из конденсатора) и 4 (после дросселя): h3= h4=240 kJ/kg.
Рисунок 2.7 Рабочий цикл теплового насоса в зимний период
Удельная теоретическая теплота в конденсаторе:
kJ/kg.
Удельная теплота испарителя:
kJ/kg.
Удельная теоретическая работа компрессора:
kJ/kg.
Удельная работа компрессора:
kJ/kg.
Действительная энтальпия до конденсатора:
kJ/kg.
Удельная теплота в конденсаторе:
kJ/kg.
Коэффициент преобразования:
.
В летний период температура в конденсаторе равна +51 оС, в испарителе +10 оС, тогда:
· в точке 1 (на входе в компрессор): h1=420 kJ/kg;
· в точке 2 (на выходе из компрессора, в конце процесса сжатия): h2t=450 kJ/kg;
· в точке 3 (на выходе из конденсатора) и 4 (после дросселя): h3= h4=284 kJ/kg.
Рисунок 2.8 Рабочий цикл теплового насоса в летний период
Удельная теоретическая теплота в конденсаторе:
kJ/kg.
Удельная теплота испарителя:
kJ/kg.
Удельная теоретическая работа компрессора:
kJ/kg.
Удельная работа компрессора, затрачиваемая на сжатие:
kJ/kg.
Действительная энтальпия до конденсатора:
kJ/kg.
Удельная теплота в конденсаторе:
kJ/kg.
Коэффициент преобразования:
.
Аналогично рассчитываем и хладагенты R22, R 134a, R406A, R410A и R 717. Результаты расчетов сводим в таблицу 2.13.
Таблица 2.13 — Расчет коэффициента преобразования

Период

года

h1, kJ/kg

h2t, kJ/kg

h3=h4, kJ/kg

q1t, kJ/kg

q2t, kJ/kg

lct, kJ/kg

lcr, kJ/kg

h2r,

kJ/kg

q1r, kJ/kg

COP

R407C

Зима

408

441

240

201

168

33

39

447

207

5,3

Лето

420

450

284

166

136

30

36

456

172

4,8

R22

Зима

400

432

232

200

168

32

38

438

206

5,4

Лето

408

438

268

170

140

30

36

444

176

4,9

R134a

Зима

390

420

237

183

153

30

36

426

189

5,3

Лето

405

436

276

160

129

31

37

442

166

4,5

R717

Зима

1445

1650

325

1325

1120

205

244

1689

1364

5,6

Лето

1455

1650

445

1205

1010

195

232

1687

1242

5,3

R406A

Зима

420

457

235

222

185

37

44

464

229

5,2

Лето

434

469

278

191

156

35

42

476

198

4,7

R410A

Зима

418

453

243

210

175

35

42

460

217

5,2

Лето

426

458

295

163

131

32

38

464

169

4,4

По результатам расчетов коэффициенты преобразования холодильных циклов при разных хладагентах в зимнее и летнее время можно представить в виде диаграммы, с помощью которой проанализируем технические характеристики того или иного цикла.
Холодильная эффективность очень высокая у хладагента R 717 (аммиак), но он также взрывоопасен (при концентрации его в воздухе 16-26,8%) и токсичен (при концентрации менее 400 mg/kg), что делает его использование в больнице очень опасным.
У хладагента R22 хорошая холодильная эффективность, но в соответствии с Монреальским Протоколом этот фреон запрещен, также как и хладагент R 406A. Причем у последнего самая маленькая удельная массовая хладопроизводительность.
Рисунок 2.6 Коэффициенты преобразования рассматриваемых хладагентов
Как видно из таблицы 2.2 хладагент R410A имеет самый высокий потенциал глобального потепления среди указанных хладагентов, следовательно, его отрицательное влияние на климат земли является наибольшим. Также у данного хладагента низкая эффективность холодильного цикла. Если сравнивать хладагенты по значениям рабочих давлений, то заметим что у R410А чрезвычайно высокие значения рабочих давлений и их дифференциала, следовательно, использование его нецелесообразно с точки зрения износостойкости компрессора, а также потерь эффективности в результате перетекания хладагента со стороны высокого на сторону низкого давления. Сравним R407C и R134a, имеющие практически равные холодильные эффективности:
]]>