Condition-s (642047), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

конечное сопротивление P_ф.к = 150 Па

удельная пылемкость П = 570 г/м²

способ регенерации – замена фильтрующего материала.

Требуемая площадь фильтрации:

F_ф^тр = L / q = 28550/7000=4,01 м²,

Необходимое количество ячеек:

n_я = F_ф^тр / f_я = 4,01 / 0,22 = 18,23

к установке принимаем 18 ячеек

Действительная степень очистки

по номограмме 4.4 [2] 1-Е = 18% => _д=82%

_д > _тр

Количество пыли, осаждаемой на 1 м² площади фильтрации в течении 1 часа.

m_уд = L • z_ext • _n / F_ф = 28550 • 0,6•10^-3 • 0,82 / 4,01 = 3,4 г/м²ч

Периодичность замены фильтрующей поверхности:

_рег = П / m_уд=570 / 3,4 = 167 ч = 7 сут.

4.2. Камера орошения.

К установке принимается форсуночная камера орошения ОКФ-3 03.01304 исп.1

всего форсунок 63 шт., всего стояков – 7 шт.

4.2.1. ХПГ

процесс обработки воздуха – адиабатный

Коэффициент адиабатной эффективности:

Е_А = = =0,96

где t_вк – температура воздуха конечная (после камеры орошения) t_вк =11 ^оС

t_вн – температура воздуха начальная (до камеры орошения) t_вк =16,3 ^оС

t_мвн – температура по мокрому термометру t_мвн =10,8 ^оС

Коэффициент орошения =2,0 – по графику на рис. 15.27 [2].

Расход воды на орошение:

G_ж =  • G = 2,0 • 34260 = 68 520 кг/с

Давление воды перед форсункой:

p_ж = 80 кПа – по графику на рис. 15.32 [2].

4.2.2. ТПГ

процесс обработки воздуха – политропный – охлаждение и осушение.

Коэффициент адиабатной эффективности:

Е_А = = =0,38

где I_вк – энтальпия воздуха конечная (после камеры орошения) I_вк =39,5 кДж/кг

t_вн – энтальпия воздуха начальная (до камеры орошения) I_вк =59 кДж/кг

I^пр_в – предельная энтальпия для данного процесса I^пр_в =38,5 кДж/кг

I^пр_вн – предельная энтальпия для начального состояния I^пр_вн =90 кДж/кг

Коэффициент орошения =0,7 – по графику на рис. 15.27 [2].

Коэффициент политропной эффективности Е_П = 0,25 – по номограмме на рис. 15.27 [2].

Расход воды на орошение:

G_ж =  • G = 0,7 • 34260 = 23980 кг/с

Относительная разность температур воздуха:

 = b • c •  • (1/Е_П – 1/Е_А) = 0,33 • 4,19 • 0,7 • (1/0,25 – 1/0,38) = 1,32 ^оС

где b – коэффициент аппроксимации b=0,33 (кг•^оС)/кДж;

с_ж – удельная теплоемкость воды с=4,19 кДж/(кг•^оС)

Температура воды начальная:

t_жн = = = 6 ^оС

где t^пр_в – предельная температура для данного процесса t^пр_в =13,8 ^оС

Температура воды конечная:

t_жн = = = 11,6 ^оС

Давление воды перед форсункой:

p_ж = 30 кПа – по графику на рис. 15.34 [2].

4.3. Воздухонагреватели.

Первый воздухонагреватель подбирается для ХПГ, второй – для ТПГ.

К установке принимается воздухонагреватели 03.10114

площадь фасадного сечения F_ф = 3,31 м².

Относительный перепад температур:

_В1 = (t_вн - t_вк) / (t_вн - t_жн) = (11-16,3) / (11-95) = 0,06– для 1-го подогревателя

где t_жн – начальная температура теплоносителя t_жн =95 ^оС

t_вн , t_вк – начальная и конечная температура обрабатываемого воздуха

_В2 = (14,8-18) / (14,8-95) = 0,04– для 2-го подогревателя

Относительный расход воздуха:

G` = G / G_ном = 34260 / 37800 = 0,9

где G_ном – номинальный расход воздуха для данного кондиционера

По табл.15.18 [2] принимаем тип и схему обвязки базовых теплообменников:

6, параллельно.

По номограмме рис.15.41а [2] определяем:

_Ж1 = 0,75 при количестве рядов n=1. – для 1-го подогревателя

_Ж1 = 0,8 при количестве рядов n=1. – для 2-го подогревателя

Б = 0,623 – коэф. гидравлического сопротивления нагревателя.

Расход теплоносителя

G_Ж1 = G•с_в•_В1/с_ж•_Ж1 = 34260 • 1,005 •0,06 / 4,19 •0,75 = 687 кг/ч– для 1-го подогревателя

G_Ж2 = 34260 • 1,005 •0,04 / 4,19 •0,8 = 411 кг/ч– для 2-го подогревателя

Конечная температура теплоносителя:

t_жк1 = t_жн + _Ж1 • (t_вн – t_жн) = 95 + 0,75 (11 – 95) = 32 ^оС

t_жк2 = 95 + 0,8 (14,8 – 95) = 31 ^оС

Массовая скорость воздуха в фасадном сечении установки:

V) = G / 3600 • F_ф = 34260 / 3600 • 3,31 = 2,9 кг/(м²с)

Потери давления по воздуху:

P_В = 25 Па – по номограмме рис. 15.43 [2].

Потери давления по воде:

P_Ж1 = Б • (_В1 / _Ж1)² • G`² •98,1 = 0,623 • (0,06 / 0,75)² • 0,9² • 98,1 = 0,32 кПа.

P_Ж2 = 0,623 • (0,04 / 0,75)² • 0,9² • 98,1 = 0,14 кПа.

4.4. Холодильные установки.

Холодопроизводительность установки в рабочем режиме:

Q_хр = А_х • G • (I_н – I_к) / 3600 = 1,2 • 34260 • (59-39,5) / 3600 = 213 кВт

где: А_х – коэффициент запаса, учитывающий потери холода на тракте хладагента,

холодоносителя и вследствие нагревании воды в насосах, А_х = 1,12 ÷ 1,15;

I_н , I_к – энтальпия воздуха на входе в камеру орошения и выходе из неё.

Температура кипения хладагента:

t_их = (t_жк + t_жн)/2-(4÷6) = (6+11,6) / 2 - 5 = 3,3 °С

температура конденсации хладагента:

t_конд = t_к.к + (3÷4) = 24 + 4 = 28 °С

температура переохлаждения холодильного агента

t_п.х = t_к.н + (1÷2) = 20 + 2 = 22 °С

где: t_к.н – температура охлаждающей воды перед конденсатором,

ориентировочно принимаемая t_к.н = 20°С;

t_к.к – температура воды на выходе из конденсатора,

принимаемая на 3÷4°С больше t_к.н ,°С.

Температуру кипения хладагента в испарителе следует принимать не ниже 2°С, причем температура воды, выходящей из испарителя, не должна быть ниже 6 °С.

Объемная холодопроизводительность при рабочих условиях:

q_vр =(i_их – i_пх) / V_их = (574,6-420,6)/0,053 = 2905 кДж/м³

где: i_и.х – энтальпия паровой фазы хладагента при t_и.х , кДж/кг;

i_п.х – энтальпия жидкой фазы хладагента при t_п.х , кДж/кг;

v_и.х – удельный объем паров хладагента при t_и.х , кг/м³.

Холодопроизводительность холодильной машины в стандартном режиме

(t_н.х =5°C, t_конд=35°С, t_п.х =30°С):

= = 190 кВт

где: λ_с – коэффициенты подачи компрессора при стандартном режиме λ_с=0,76

λ_р – коэффициенты подачи компрессора при рабочем режиме по табл. 4.6 [3].

q_vc – объемная холодопроизводительность при стандартном режиме,

q_vc=2630 кДж/м³.

К установке принимаются холодильные машины ХМ-ФУ40/1РЭ холодопроизводительностью 94,7 кВт, в количестве 2 шт.

4.5. Вентиляторные агрегаты.

Аэродинамическое сопротивление:

Р = Р_маг + Р_к + Р_ф + Р_ко +2 • Р_вн = 100 + 50 + 150 + 50 + 2• 25 = 400 Па

где Р_маг –сопротивление магистрального воздуховода принимаем 100 Па

Р_к – сопротивление приемного клапана принимаем 50 Па

Р_ф – сопротивление с фильтра Р_ф =150 Па

Р_ко – сопротивление камеры орошения принимаем 50 Па

Р_вн – сопротивление воздухонагревателя Р_вн = 25 Па

Принимаем вентилятор ВЦ4-75 № 10 Е10.095-1 ГОСТ 5976-90

частота n=720 об/мин;

КПД =0,7;

Потребляемая мощность N = 5,5 кВт

D = 0,95 D_ном

Двигатель 4А132М8; m=438 кг

Литература

1. СНиП 2.04.05-91* Отопление, вентиляция и кондиционирование. М.: ГУП ЦПП, 2001. 74с.

2. Справочник проектировщика. Под ред. Павлова Н.Н. Внутренние санитарно-технические устройства. Часть 3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. М.: Стройиздат. 1985.

3. Иванов Ю.А., Комаров Е.А., Макаров С.П. Методические указания по выполнению курсовой работы "Проектирование кондиционирования воздуха и холодоснабжение". Свердловск: УПИ, 1984. 32 с.

Министерство образования РФ

Уральский государственный технический университет

кафедра "Теплогазоснабжение и вентиляция"

КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ ВОЗДУХА

И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЕ

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

преподаватель: Н.П.

студент: С.Ю.

1851929

группа: ТГВ-6 (Екатеринбург)

Екатеринбург

2 004

12

Характеристики

Список файлов реферата