Кондиционирование загородного дома

	Загрузить архив:
	Файл: ref-26013.zip (2509kb [zip], Скачиваний: 190) скачать

Введение

Энергосбережение – одна из основных проблем, решаемых мировым сообществом в настоящее время. Преследуются две основные цели – сохранение не возобновляемых энергоресурсов и сокращение вредных выбросов в атмосферу продуктов сгорания, являющихся, в частности, основным фактором глобального потепления.

В связи с этим заметное развитие получает так называемая «нетрадиционная энергетика». Ее технологии экономически чисты и применяют в большей степени возобновляемые источники энергии. К ним относятся солнечная, ветровая и геотермальная энергия, энергия биомассы, гидроэнергетика, получающая дальнейшее развитие в новых направлениях.

В этой области особое место занимают тепловые насосы (термотрансформаторы), преобразующие низкопотенциальную тепловую энергию и позволяющие черпать эту энергию из окружающей среды. Среди указанных выше направлений нетрадиционной энергетики тепловые насосы в настоящее время получили наибольшее применение.

Наиболее распространенный тип тепловых насосов (ТН) – так называемые парокомпрессионные ТН, принцип действия которых основан на осуществленииобратного термодинамического цикла рабочего вещества, в котором теплота отнимается низкопотенциального источника (ИНТ) и переносится на более высокий уровень (передается греющей среде, ИВТ) за счет подвода механической энергии в компрессоре, сжимающем парообразное рабочее вещество.

По существу тепловыми насосами являются большинство широко распространенных холодильных машин, в том числе бытовых холодильников, так как они по тому же принципу отнимают теплоту от охлаждаемого объекта и при более высокой температуре отдают ее окружающей среде. Тепловые насосы в сравнении с холодильными машинами работают в диапазоне более высоких рабочих температур. Это, однако, не мешает использовать в тепловых насосах и холодильных машинах одни и те же базовые элементы (компрессоры, теплообменные аппараты и т.д.), а также одни и те же родственные или родственные рабочие вещества. Тепловые насосы вышли из недр холодильной техники и, как правило, создаются и выпускаются заводами холодильного машиностроения. Это одно из важных пересечений техники низких температур с энергетикой.

1. Выбор и обоснование исходных данных

Температура кипения: t₀= 5°С

Температура конденсации: t_к= 69°С

Температура воды на входе в конденсатор: t_w1= 33°С

Температура воды на выходе из конденсатора: t_w2= 60°С

Температура воды на входе в испаритель: t_s1= 10°С

Температура воды на выходе из испарителя: t_s2= 8°С

Выбор хладагента

В процессе эксплуатации тепловых насосов (холодильных установок), содержащих различные хладоны в качестве рабочего тела, стало очевидно негативное влияние данного типа хладагентов на окружающую среду. В основном воздействие хладонов сказывается на повышении парникового эффекта и разрушении озонового слоя Земли.

Парниковый эффект заключается в том, что газы, входящие в состав земной атмосферы, задерживают инфракрасное излучение поверхности Земли. Это приводит к повышению температуры поверхности нашей планеты и поддержанию климата, благоприятного для жизни растений, животных и человека. Основной вклад в парниковый эффект вносят пары воды, содержащиеся в атмосфере. Однако в поледнее время, в связи с научно-техническим прогрессом, заметное влияние на величину парникового эффекта стали оказывать продукты деятельности человека и особенно углекислый газ, а также хлорсодержащие углероды. В результате парниковый эффект усиливается, что может привести к губительному повышению средней температуры поверхности Земли.

Мерой воздействия различных веществ на парниковый эффект принято оценивать с помощью потенциала глобального потепления GWP(GlobalWarmingPotential), характеризующий степень потепления атмосферы Земли за 100 лет при воздействии только данного вещества. За точку отсчета принято значение потенциала глобального потепления для хладагента R11:GWP(R11) =1. Значения потенциалов глобального потепления для наиболее распространенных в настоящее время хладагентов приведены в таблице 1.

Марка фреона	GWP
R11	1,0
R12	2,8…3,4
R114	3,7…4,1
R22	0,32…0,37
R125	0,51…0,65
R134a	0,24…0,29
R142b	0,34…0,39
R143a	0,72…0,76
R152a	0,026…0,03
R404a	0,64

Таблица 1. Значения потенциалов глобального потепления

Более полным показателем влияния теплового насоса (холодильной установки) на потепление климата планеты является показатель TEWI (TotalEquivalentWarmingImpact), который учитывает не только парниковый эффект используемого хладагента, но и потребление энергии тепловым насосом (холодильной установкой) за весь период эксплуатации.

Для определения показателя TEWI используется следующая зависимость:

                                TEWI= GWP· М + α · В, где

GWP – коэффициент глобального потепления

М – общая масса хладагента, выброшенная в атмосферу при эксплуатации и утилизации холодильной установки, кг

α – количество двуокиси углерода (СО₂), выбрасываемое в атмосферу при производстве 1кВт··ч энергии, кг/кВт · ч

В – суммарное потребление энергии холодильной установкой за весь период эксплуатации, кВт

Другим вредным воздействием хладонов на окружающую среду является разрушение озонового слоя атмосферы. Озоновый слой выполняет важнейшую функцию поддержания жизни на Земле: поглощает до 99% жесткого ультрафиолетового излучения, поступающего от Солнца. Молекулы хлоруглеродов поднимаются на высоты 20…45 км от земной поверхности и разлагаются под воздействием ультрафиолетового излучения с образованием атомов хлора. Атомы хлора вступают в химическую реакцию с молекулами озона с образованием кислорода и окиси хлора. Исследования, проведенные в данной области, показали, что одна молекула хлора в состоянии разрушить до 100000 молекул озона. Это приводит к уменьшению толщины защитного озонового слоя Земли.

Эффект разрушения озонового слоя Земли количественно оценивается потенциалом обеднения озонового слоя ODP (OzoneDepletionPotention). За точку отсчета принято значение потенциала обеднения озонового слоя для фреона R11: ODP (R11) =1. По степени воздействия на озоновый слой все хладагенты подразделяются на 3 группы:

- хладагенты с высокой озоноразрушающей активностью (ODP≥1). К этой категории относятся хлорфторуглероды (CFC): R11, R12, R13, R113, R114, R115, R502, R503, R12B1, R13B1 и другие;

- хладагенты с низкой озоноразрушающей активностью (ODP≤1). К этой категории относятся гидрохлорфторуглероды (HCFC): R21, R22, R141b, R142b, R123, R124 и другие;

- полностью озонобезопасные хладагенты. К этой категории относятся все фреоны, молекулы которых не содержат атомов хлора (фторуглероды FC, гидрофторуглероды HFC, углеводороды НС и другие).

Такими хладагентами являются: R125, R134, R134a, R143a, R152a, R23, R32, R116, R218, R318, R404A, R600, R600a, R717 и другие.

Значения потенциалов обеднения озонового слоя для наиболее распространенных хладагентов приведены в таблице 2.

Таблица 2. Значения потенциалов обеднения озонового слоя.

Марка фреона	ODP
R11	1,0
R12	0,9…1,0
R114	0,6…0,8
R22	0,04…0,06
R125	0
R134a	0
R142b	0,05…0,06
R143b	0
R152a	0
R404A	0

Для уменьшения негативного влияния хлорсодержащих хладагентов на окружающую среду мировое сообщество выработало ряд мер, ограничивающих производство и применение этих хладагентов:

- ускоренное принятие мер по полной остановке производства хладагентов категории CFC (хлорфторуглеродов);

- постепенное сокращение, вплоть до полного прекращения, производства переходных хладагентов категории НСFС (гидрохлорфторуглеродов).

Помимо экологических, хладагент должен отвечать целому ряду теплофизических и конструкциооных требований, основными и з которых являются:

- химическая стабильность и инертность

- нетоксичность

- приемлемые значения критических параметров и нормальной температуры кипения

- малая вязкость

- сравнительно высокая теплопроводность

- способность растворять смазочные масла

- высокая диэлектрическая прочность

- низкая температура замерзания

- совместимость с применяемыми в холодильном машиностроении материалами

- невысокая стоимость

2.Обоснование принципиальной схемы и принятого оборудования.

Темой диплома является установка, которая зимой работает, как тепловой насос, а летом, как холодильная машина. В состав ее входят винтовой компрессор, регенеративный теплообменник, кожухотубные испарительи конденсатор, конденсатор воздушного охлаждения.

В схеме с регенеративным теплообменником часть тепла отводится от конденсата перед дроссельным вентилем парам хладагента, выходящим из испарителя. Благодаря этому увеличивается удельная холодопроизводительность и эффективность цикла. Также, теплообменник необходим для подогрева пара, идущего из испарителя для снижения вероятности влажного хода компрессора. В регенеративном теплообменнике производится переохлаждение жидкости после конденсатора, что позволяет более эффективно использовать поверхность теплообмена конденсатора без его затопления. Переохлаждение жидкости увеличивает эффективность установки.

Винтовые компрессоры конкурируют с другими типами объемных компрессорных машин. Отсутствие клапанов и неуравновешенных механических сил обеспечивает винтовым компрессорам возможность работать с высокими частотами вращения, т.е. получать большую производительность при сравнительно небольших внешних габаритах.

Пластинчатый теплообменник, конденсатор воздушного охлаждения, кожухотрубный конденсатор и испаритель имеют компактные размеры и емкость по хладагенту при развитой поверхности теплообмена. Это позволяет создать установку большой производительности при небольших размерах.

Принцип работы схемы:

Пары холодильного агента, выходящие из кожухотрубного испарителя, перегреваются в регенеративном теплообменнике, затем поступают в компрессор. В компрессоре пары сжимаются с давления кипения до давления конденсации, и направляется в кожухотрубный конденсатор или в конденсатор воздушного охлаждения в зависимости от теплого и холодного периода года, где пар конденсируется водой. Жидкий холодильный агент после конденсатора проходит регенеративный теплообменник, где он переохлаждается, отдавая теплоту пару низкого давления. Далее жидкость дросселируется в ТРВ с давления конденсации до давления кипения, затем поступает в испаритель, где жидкость кипит, цикл повторяется.

Установка работает на хладагенте R134а.

Рассмотрим принципиальные схемы установки:

1. Простейшая

2. С регенерацией

Обозначение:

        КМ – компрессор

        КВО – конденсатор воздушного охлаждения

        И- испаритель

        ТРВ – терморегулирующий вентиль

        ТО – теплообменник

        КВдО – конденсатор водяного охлаждения

Хладон R134а

Температура воды на входе в конденсатор: t_w1= 33°С

Температура воды на выходе из конденсатора: t_w2= 60°С

Температура воды на входе в испаритель: t_s1= 10°С

Температура воды на выходе из испарителя: t_s2= 8°С

Температура кипения: t₀= 5°С

Температура конденсации: t_к= 69°С

а).Принципиальная схема (простейший цикл)

Изображение расчетного цикла в диаграмме i-P

1-2 – процесс сжатия паров фреона в компрессоре;

2-3 – процесс охлаждения, конденсации и переохлаждения фреона в конденсаторе;

3-4 – процесс дросселирования фреона в ТРВ;

4-1 – процесс кипения жидкого фреона в испарителе;

Параметры точек цикла приведены в таблице.

Номер точек цикла	Температура, °С	Давление, кПа	Энтальпия, кДж/кг	Удельный объем, м³/кг
1=6	+10	349,8	254	0,073
2	+79,5	2067,6	291,7
3=4	+67	2067,6	147,5
5	+5	349,8	254

б). Цикл с регенерацией

Изображение расчетного цикла в диаграмме i-P

1-2 – процесс сжатия паров фреона в компрессоре;

2-4 – процесс охлаждения, конденсации и переохлаждения фреона в конденсаторе;

4-5 – процесс дросселирования фреона в ТРВ;

5-6 – процесс кипения жидкого фреона в испарителе;

6-1 – процесс перегрева паров фреона в регенеративном теплообменнике.

Параметры узловых точек цикла приведены в таблице.

Номер точек цикла	Температура, °С	Давление, кПа	Энтальпия, кДж/кг	Удельный объем, м³/кг
1	+67	349,8	307,1	0,0769
2	+132,1	2067,6	356,2
3	+67	2067,6	120,6
4	+32,7	2067,6	95,4
5	+5	349,8	95,4
6	+10	349,8	254

Выбираем цикл с регенерацией для зимнего периода.

2.1.Расчет схемы установки:

2.1.1. Удельная массовая холодопроизводительность:

q₀=

2.1.2. Удельная объемная холодопроизводительность:

q_v=

2.1.3. Удельная массовая теплопроизводительность:

q_к=

2.1.4. Удельная объемная теплопроизводительность:

q_kv=

2.1.5. Работа сжатия

2.1.6. Действительная работа

l_д=

2.1.7. Степень повышения давления

π=

2.1.8. Коэффициент преобразования цикла Карно по внешним параметрам

2.1.9. Коэффициент преобразования цикла Карно по внутренним параметрам

2.1.10. Коэффициент преобразования теоретического цикла

3. Определение основных характеристик теплового насоса

3.1. Теплопроизводительность

3.2. Холодопроизводительность

3.3. Количество фреона, циркулирующего через элементы теплового насоса в единицу времени

3.4. Потребляемая мощность компрессора

3.5. Индикаторная мощность компрессора

3.6. Эффективная мощность компрессора

3.7. Электрическая мощность компрессора

4.Эффективный КПД преобразования и степень совершенства цикла

4.1. Эффективный КПД преобразования

4.2. Степень совершенства цикла по внешним параметрам

4.3. Степень совершенства цикла по внутренним параметрам

4.4. Степень совершенства теплового насоса по отношению к теоретическому циклу

4.5.1.Расход масла, впрыскиваемого в полость винтового компрессора

4.5.2. Относительный массовый расход масла , подаваемого на впрыск

Схема автоматизации:

Система автоматической защиты включает в себя приборы защиты и схему автоматической защиты.

Приборы защиты контролируют следующие технологические величины:

- реле низкого давления РД₁ – давление всасывания компрессора; сигнал защиты от понижения давления;

- реле низкого давления РД₂ – давление нагнетания компрессора; сигнал защиты при повышении давления;

- термореле ТР₂ – температуру нагнетания компрессора; сигнал защиты при превышении температуры;

- прибор ЭП – температуру обмотки статора встроенного электродвигателя; сигнал защиты при превышении температуры.

Для изменения давлений всасывания и нагнетания предназначены моновакууметры МВ₁, МВ₂.

Регулирование производительности осуществляется методом «пуска и остановки» по температуре воды на выходе из конденсатора.

1. Расчет теплопотерь через ограждения в помещении.

Потери тепла через ограждения определяются по следующей формуле:

                         Q₀=F/Rx(t_в –t_н)(1+Σβ) х n,

где

F – расчетная площадь ограждения, м²;

t_в – температура внутреннего воздуха, ºС;

t_н – температура наружного воздуха, ºС;

n– коэффициент, зависящий от расположения наружного ограждения,

R – термическое сопротивление ограждения, определяемое в теплотехническом расчете,

β – коэффициент, учитывающий добавочные потери теплоты через ограждения.

Потери теплоты через пол, расположенный на лагах, рассчитывают по зонам. Площадь пола делят на четыре зоны, параллельные наружной стене. Отсчет ведут от внутренней поверхности наружной стены. Ширина каждой из первых трех зон составляет 2м, IV зона охватывает остальную часть поверхности пола. Часть площади первой зоны, примыкающую к наружному углу помещения, учитывают дважды вследствие повышенных потерь ьеплоты через эту часть пола.

Для каждой зоны неутепленного пола принимают следующие значения термического сопротивления R:

Iзона – R_I=2,1 (м²·ºС)/Вт,

II зона - R_II=4,3 (м²·ºС)/Вт,

IIIзона - R_III=8,63 (м²·ºС)/Вт,

IV зона - R_IV=14,2 (м²·ºС)/Вт.

Термическое сопротивление утепленных полов определяют с учетом термического сопротивления утепляющего слоя R_ут:

R_у= R_зоны+R_ут,

R_ут=

δ_ут , λ_ут – тлщина и коэффициент теплопроводности утепляющего слоя.

В данном дипломном проекте разрабатывается кондиционирование двухэтажного дома. Пол 1 этажа выполнен утепленным на лагах. Высота уровня пола 1 этажа до уровня 2 этажа – 4м.

t_н=-28ºС

t_в=22ºС во всех комнатах одинаковая

Расчет коэффициентов теплопередачи

Коэффициент теплопередачи через наружные стены

Конструкция наружной стены:

	Толщина слоя δ, мм	Коэффициент теплопроводности λ, Вт/м·К
Штукатурка	10	0,9
ПСБ-С	50	0,047
Бетон	150	1,2
ПСБ-С	50	0,047
Штукатурка	5	0,9

Коэффициент теплоотдачи наружной поверхности ограждающей конструкции α_н=23,3Вт/(м²·ºС)

Коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности ограждающей конструкции α_в=8 Вт/(м²·ºС)

Коэффициент теплопередачи наружных стен

k=

Коэффициент теплопередачи через покрытие

	Толщина слоя δ,мм	Коэффициент теплопроводности λ, Вт/м·К
Медь рулонная	0,6	384
Утеплитель	160	0,035

Коэффициент теплоотдачи наружной поверхности ограждающей конструкции α_н=23,3Вт/(м²·ºС)

Коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности ограждающей конструкции α_в=6 Вт/(м²·ºС)

Коэффициент теплопередачи для покрытия

k=

1.1.Столовая (1 этаж).

Теплопотери через пол:

Теплопотери через наружные стены:

1.2.Кухня (1 этаж).

Теплопотери через пол:

Теплопотери через наружные стены:

1.3. с/узел (1 этаж).

Теплопотери через пол:

Теплопотери через наружные стены:

1.4. Гостиная (1 этаж).

Теплопотери через пол:

Теплопотери через наружные стены:

1.5. Кабинет (1 этаж).

Теплопотери через пол:

Теплопотери через наружные стены:

1.6. Гардероб (2 этаж).

Теплопотери через потолок:

Теплопотери через наружные стены:

1.7. Спальня(2 этаж).

Теплопотери через потолок:

Теплопотери через наружные стены:

1.8. с/узел (2 этаж).

Теплопотери через потолок:

Теплопотери через наружные стены:

1.9. Детская (2 этаж).

Теплопотери через потолок

Теплопотери через наружные стены

2.Расчет поступлений теплоты

При расчете нагрузки на систему кондиционирования воздуха необходимо учитывать следующие теплопоступления: в результате разности температур снаружи и внутри здания (через стены, полы, окна и двери), от солнечной радиации (через окна, наружные стены и покрытие), от людей, ламп, осветительных приборов, электробытовых приборов.

1.1. Столовая (1 этаж)

Выделение теплоты людьми

Теплопоступления от людейзависят от характера и тяжести выполняемой работы и температуры воздуха в помещении и определяются по формуле:

                          Q_л= q_чел · n

Где q_чел – величина тепловыделения одним человеком, в зависимости от тяжести выполняемой работы и температуры воздуха в помещении;

n– число людей, одновременно находящихся в помещении;

q_чел =

n=

                          Q_л=

Тепловыделения от остывающей пищи

Q_л=17÷25 Вт на одного человека

                           Q_пищи=

Поступление теплоты через ограждения

Теплоприток через ограждающие конструкции определяется как сумма теплопритоков, вызванных наличием разности температур снаружи ограждения и внутри охлаждаемого помещения, а также теплопритоков за счет воздействия солнечной радиации через покрытия и наружные стены.

Количество тепла, передаваемое через каждое ограждение, определяется по формуле:

           Q_огр= F·k·(t_н –t_в),

Где

F – площадь поверхности ограждения, м²;

K – коэффициент теплопередачи ограждения;

t_н – температура снаружи ограждения;

t_в – температура воздуха внутри охлаждаемого помещения;

Стена, ориентированная на север:

F=

Стена, ориентированная на запад:

            F=

Q_огр=

Помещение граничит с другими помещениями, в которых также поддерживается t_в=22°С, поэтому теплопритоки через внутренние стены можно не учитывать.

Теплопритоки от солнечной радиации

Теплопритоки от солнечной радиации в кондиционируемое помещение складываются из теплопритоков через массивные ограждения зданий и теплопритоков через световые проемы:

                          Q_рад= Q_рад^масс + Q_рад^свет

Величина теплопритока через массивные ограждения зданий:

                          Q_рад^масс=k·F·Δt_c

Где

F – площадь поверхности ограждения, облучаемой солнцем, м²;

k – коэффициент теплопередачи ограждения;

Δt_c– избыточная разность температур, характеризующая действие солнечной радиации в летнее время, °С.

Стена, ориентированная на север:

          Δt_c=

Стена, ориентированная на запад:

          Δt_c=

                          Q_рад^масс=

Величина теплопритока от солнечной радиации через световые проемы зданий:

                        Q_рад^свет=Q_ок·F·τ

Где

Q_ок – удельный теплоприток от солнечной радиации через окна с одинарным остеклением в деревянных рамах, Вт/ м² (для окон с двойным остеклением величину Q_ок следует умножать на поправочный коэффициент, равный 0,62);

F – площадь светового проема, м²;

τ – коэффициент затенения, учитывающий влияние затеняющего устройства на уменьшение количества теплопритока радиацией.

Окно, ориентированное на север:

Q_ок =

F=

τ=

Окно, ориентированное на запад:

Q_ок =

F=

τ=

                    Q_рад^свет=Q_ок·F·τ

                    Q_рад=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

Где

η – коэффициент перехода электрической энергии в тепловую;

N_осв – мощность электрических ламп.

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Теплоприток с вентиляционным воздухом

                             Q_вент= L_вент·(i_н –i_в),

где

L_вент – требуемый объемный расход воздуха, м³/ч;

V – объем помещения, м³;

а – кратность воздухообомена;

ρ – плотность воздуха;

i_н – удельная энтальпия наружного воздуха;

i_в – удельная энтальпия воздуха внутри охлаждаемого помещения;

V=F·h, где

F – площадь помещения;

h – высота помещения;

                               V=

а=

ρ=

i_н=

i_в =

                                  L_вент=

                                  Q_вент=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.2. Кухня (1 этаж).

Выделение теплоты людьми

                          Q_л= q_чел · n

q_чел =95 Вт

n=3

                          Q_л=

Тепловыделения от остывающей пищи

Q_л=17÷25 Вт на одного человека

                           Q_пищи=

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на север:

F=3,5·4=14 м²

Q_огр=

Теплопритоки от солнечной радиации

Стена, ориентированная на север:

          Δt_c= 0°С

                          Q_рад^масс=0 Вт

Окно, ориентированное на север:

Q_ок =82·0,62=51

F=1,5·1,5=2,25

τ=0,40

                    Q_рад^свет=

                    Q_рад=

Теплопритоки от электрического освещения

η=0,92÷0,97

                     Q_осв=

Теплоприток с вентиляционным воздухом

                               V=

а=

ρ=

i_н=

i_в =

                                  L_вент=

                                  Q_вент=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.3. Гостиная (1 этаж)

Выделение теплоты людьми

q_чел =

n=

                          Q_л=

Тепловыделения от остывающей пищи

Q_л=17÷25 Вт на одного человека

                           Q_пищи=

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на юг:

F=

Стена, ориентированная на запад:

F=

Q_огр=

Теплопритоки от солнечной радиации

Стена, ориентированная на север:

          Δt_c= 7,8ºС

Стена, ориентированная на запад:

          Δt_c= 10,2°С

                          Q_рад^масс=

Окно, ориентированное на юг:

Q_ок =

F=

τ=

Окно, ориентированное на запад:

Q_ок =

F=

τ=

                    Q_рад^свет=

                    Q_рад=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Теплопритоки от электробытовых приборов

                      Q=300 Вт

Теплоприток с вентиляционным воздухом

                               V=

а=

ρ=

i_н=

i_в =

                                  L_вент=

                                  Q_вент=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.4. Кабинет (1 этаж)

Выделение теплоты людьми

q_чел =72 Вт

n=2

                          Q_л= 72· 2=144 Вт

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на юг:

F=

Стена, ориентированная на восток:

F=

Q_огр=

Теплопритоки от солнечной радиации

Стена, ориентированная на юг:

          Δt_c=

Стена, ориентированная на восток:

          Δt_c=

                          Q_рад^масс=

Окно, ориентированное на юг:

Q_ок =

F=

τ=

Окно, ориентированное на восток:

Q_ок =

F=

τ=

                    Q_рад^свет=

                    Q_рад=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Теплопритоки от электробытовых приборов

                      Q=300 Вт

Теплоприток с вентиляционным воздухом

                               V=

а=

ρ=

i_н=

i_в =

                                  L_вент=

                                  Q_вент=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.5. С/узел

Выделение теплоты людьми

q_чел =30 Вт

n=4

                          Q_л= =

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на север:

F=

Стена, ориентированная на восток:

F=

Q_огр=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Поступления теплоты от электробытовых приборов

Q=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.6. Гардероб (2 этаж)

Выделение теплоты людьми

q_чел =72 Вт

n=4

                          Q_л=

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на север:

F=

Стена, ориентированная на запад:

F=

Q_огр=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Теплопритоки от электробытовых приборов

                      Q=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.7. Спальня (2 этаж)

Выделение теплоты людьми

q_чел =72 Вт

n=2

                          Q_л= 72· 2=144 Вт

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на север:

F=

Стена, ориентированная на восток:

F=

Q_огр=

Теплопритоки от солнечной радиации

Стена, ориентированная на север:

          Δt_c= 0°С

Стена, ориентированная на восток:

          Δt_c= 8,5°С

                          Q_рад^масс=

Величина теплопритока от солнечной радиации через световые проемы зданий:

                        Q_рад^свет=Q_ок·F·τ

Окно, ориентированное на север:

Q_ок =

F=

τ=

Окно, ориентированное на восток:

Q_ок =

F=

τ=

                    Q_рад^свет=

                    Q_рад=

Теплопритоки через покрытие

                    Q_покр=

                    Q_покр=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Теплопритоки от электробытовых приборов

                    Q=

Теплоприток с вентиляционным воздухом

                               V=

а=

ρ=

i_н=

i_в =

                                  L_вент=

                                  Q_вент=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.8. Детская (2 этаж)

Выделение теплоты людьми

q_чел =72 Вт

n=2

                          Q_л= 72· 2=144 Вт

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на юг:

F=

Стена, ориентированная на восток:

F=

Q_огр=

Теплопритоки от солнечной радиации

Стена, ориентированная на юг:

          Δt_c=

Стена, ориентированная на восток:

          Δt_c=

                          Q_рад^масс=

Окно, ориентированное на юг:

Q_ок =

F=

τ=

Окно, ориентированное на восток:

Q_ок =

F=

τ=

                    Q_рад^свет=

                    Q_рад=

Теплопритоки через покрытие

Q_покр=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Теплоприток с вентиляционным воздухом

                               V=

а=

ρ=

i_н=

i_в =

                                  L_вент=

                                  Q_вент=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

1.9. с/узел(2 этаж)

Выделение теплоты людьми

q_чел =

n=4

                          Q_л=

Поступление теплоты через ограждения

Стена, ориентированная на юг:

F=

Стена, ориентированная на запад:

F=

Q_огр=

Теплопритоки от электрического освещения

                    Q_рад^свет=η·N_осв ,

η=0,92÷0,97

                      Q_рад^свет=

Теплопритоки от электробытовых приборов

Q=

Суммарный тепловой поток

ΣQ=

К подсчитанным теплопритокам прибавляется 20% на неучтенные теплопритоки.

ΣQ=

Список использованной литературы:

1. Свердлов Г.З., Явнель Б.К. «Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха, М.: «Пищевая промышленность», 1978г.

2. Ананьев В.А., Балуева Л.Н. «Системы вентиляции и кондиционирования. Теория и практика», М.: Евроклимат,2000г.

3. Краснов Ю.С. «Системы вентиляции и кондиционирования. Рекомендации по проектированию для производственных и общественных зданий», М.: Термокул, 2006г.

1.Расчет винтового компрессора.

1.1.Конструктивный расчет.

1.1.1.Исходные данные

Q₀=

t₀=

t_к=

V_д=

G_а=

π _к=

i ₁=

η_i=

Рабочее вещество – R134а.

1.1.2. Коэффициент подачи винтового компрессора

По графику определяю значение коэффициента подачи:

Принимаю: λ=0,85 – для степени повышения давления π _к=3

1.1.3. Внешний диаметр винтов

Выбираю винты из типоразмерногоряда с ассиметричным профилем зубьев СКБК:

где:

К _и=0,97 – коэффициент использования объема парной полости;

К _е=1 – относительная длина нарезной части

К _ф=0,1184 – безразмерный коэффициент площади парных впадин

z₁=4 – число зубьев ротора.

Принимаю: D₁= D₂=

1.1.4. Действительная частота вращения ведущего винта

n₁=

где W_п=

Принимаю двигатель

1.1.5. Окружная скорость на внешней окружности ведущего винта

u₁=π · D₁· n₁=

1.1.6. Расход масла

1.1.7. Относительный массовый расход масла

1.1.8. Длина винта

1.1.9. Передаточное число

1.1.10. Геометрические характеристики

1.1.10.1. Межосевое расстояние

      А=

1.1.10.2. Диаметры начальных окружностей ведущего и ведомого винтов

      d_1н=

1.1.10.3. Диаметры окружностей впадин ведущего и ведомого винтов

      d_1вн=

1.10.4. Высота головки зуба ведущего винта

        a=

1.10.5. Высота ножки зуба ведущего винта

      r₀=

1.10.6. Ход винтовой линии ВЩ винта

1.10.7. Ход винтовой линии ВМ винта

1.10.8. Угол наклона винтовой линии на начальных цилиндрах винтов

1.10.9. Угол закрутки ВЩ винта

1.10.10. Угол закрутки ВМ винта

1.10.11. Предельный угол закрутки

1.10.12. Центральный угол окна всасывания ВМ винта

1.10.13. Угол окна всасывания

1.10.14. Расчет окна нагнетания

1.10.15. Угол окна нагнетания ВЩ винта

1.10.16. Угол окна нагнетания ВМ винта

1.10.17. Площадь сечения окна нагнетания в торцевой плоскости

Расчет испарителя с межтрубным кипением.

Распределение температур.

Δts - величина подоохлаждения хладоносителя в испарителе

ts₁ =        ˚C

Теоретическое распределение температур в испарителе:

            

t₀ = 5˚C

Среднелогарифмический температурный перепад:

                                                      ˚C

Средняя температура хладоносителя:

t_sm =         ˚C

Тип хладоносителя:

Определим теплофизические свойства воды при средней температуре хладоносителя:

Плотность, ρ =   

Удельная теплоемкость, С_p =

      

Коэффициент теплопроводности, l =     

Коэффициент кинематической вязкости, υ =        

Число Прандтля, Pr =

Задаемся типом трубки: Медная трубка ø16 х 1.5 с шагом S = 22 мм.

Коэффициент оребрения:b = 3.6.

Удельная поверхность оребренной трубки:f_р = 0.134

Скорость протекания воды принимаем равной w_s = 2 м / с

Коэффициент теплоотдачи от протекающей воды к стенке трубы:

отсюда

                                                                                       

   В реальных условиях эксплуатации аппаратов теплообмену препятствуют различные слои загрязненийна стенке каналов. Учет термических сопротивлений загрязнений осуществляется при определении условного коэффициента теплоотдачи, который обычно относят к развитой поверхности трубок.

Без учета термического сопротивления со стороны кипящего холодильного агента:

где R_о.с. – термическое сопротивление слоев из твердых отложений соли и биоосадка,

Для нахождения плотности теплового потока и температуры стенки трубки записываем тепловое уравнение:

                                                                                            (*)

        где С₀- коэффициент, зависящий от теплофизических свойств холодильного агента

                Для фреона R134а – С₀ = 4.77

f(p) – функция от числа p,f(p) = 0.14 + 2.2 _* p

Где - отношение давления кипения к критическому давлению для данного холодильного агента

                 - комплекс, учитывающий шероховатость трубы

гдеR_z – средняя шероховатость поверхности труб, мкм;

R_Z0 - средняя шероховатость поверхности для эталонной поверхности, мкм; R_Z0 = 1 _* 10^{-6 м}

Для медной трубы B = 1.32.

     e_п – коэффициент, учитывающий влияние пучка труб на эффективность теплоотдачи. Зависит от t₀, q_р и s/d.Для фреона R134а, при t₀ = 5ºCиq = 3,9 кВт / м²   e_п = 1.7 ;

    e_м – коэффициент, учитывающий влияние масла на процесс кипения, e_м = 0.95;

    e_р – коэффициент, учитывающий влияние геометрии оребрения на эффективность теплоотдачи при кипении. Зависит от отношения высоты ребра к межреберному просвету. Для отечественных образцов труб ø16 х 1.5 мм   e_р = 1.55.

   e_пг – коэффициент перегрева паров (зависит от величины перегрева Δt_п.п.).

e_пг = 0.95 при Δt_п.п.= 0.5 ˚С.

     Подставим полученные составляющие в уравнение (*):

отсюда  t_ст =                       

Расчетная плотность теплового потока:

q_p =

Теплопередающая поверхность:

                                                 м²

Из уравнения конструктивного расчета определяем внутренний диаметр обечайки D:

где S – шаг размещения трубок в трубной решетке, м

S = 0.022 м

отсюда D =     м   В расчете принят D =      м

    Важнейшая характеристика аппарата – расстояние между трубными решетками L – (база аппарата) – определяется по уравнению:

отсюда                                                                                м

Принимаем в расчете L =      м

Определение числа трубок на диаметре:

Принимаем n_d = трубок

Количество трубок в поле обечайки:

i_об =   = i_действ

Действительная конструктивная теплопередающая поверхность:

                                                     м²

Условие       (       м² >       м²)

Объем хладоносителя, циркулирующего в аппарате:

                                                                          

      

Число ходов в аппарате по хладоносителю:

    

Округляем число ходов до Z = 4 и уточняем скорость протекания воды:

                                                                       

Гидромеханический расчет испарителя

где – потери давления на трение в трубах

                                                                                

                                                                                      Па

где

–длина шланга, м

     – потери давления на местные сопротивления

                                                                                    Па

                                                         Па

                                                т.е. аппарат пригоден к эксплуатации.

Расчет конденсатора.

Определяем тепловую нагрузку на аппарат

                                     кВт

Схема распределения температур в КВО:

             

Температура воздуха на выходе из аппарата:

tв2 = tв1 + Δtв =               ˚C

Примемθ2 =   ˚C – температурный перепад между воздухом и холодильным агентом на входе в аппарат и выходе из аппарата, так как для малых и средних КВО θ2 = 5…10 ˚С

Температура конденсации холодильного агента:

t_к = t_в2 + θ₂ = 38 + 7 = 45 ˚C

Среднелогарифмический температурный перепад:

Средняя температура воздуха в аппарате:

t_{в m} =

Расход воздуха через аппарат:

где С_Pв = 1006 - удельная теплоемкость воздуха,

r = 1.16 - плотность воздуха.

Рассмотрим вариант аппарата с теплопередающей поверхностью, составленной из гладкотрубных змеевиков, оребренных стандартными просечными ребрами.

Гофрированные просеченные ребра выполнены из алюминиевого

Эквивалентный диаметр живого сечения dэ=    мм Длинна потока вдоль трехрядного ребра          L1=       мм Коэффициент оребрения

Внутренняя поверхность секции длиной 1м

                                                        м²

Наружная поверхность секции длиной 1м

                                                         м²

Число ребер на 1 метр секции

Узкое сечение для прохода воздуха при длине секции L = 1 м

Фронтальное сечение 1 метра секции по воздуху

Коэффициент сужения сечения

Масса секции длиной 1 метр составляет   кг.

Наружную теплопередающую поверхность аппарата Fннайдем из известного соотношения:

                                                     

                                                               м²

где кн – коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности труб. Зависит от скорости воздуха в узком сечении и фактически находится в следующих пределах:

   приw_в =      –   к_н =  

  

   При дальнейшей компоновки батареи   секций расположены по высоте исекции по глубине, что соответствует размеру по высоте: h =   * a =    мми размеру по глубине

L = 2 * L1 =      мм. Длину аппарата по фронту В примем равной 2000 мм.

Общая наружная поверхность батареи составляет

                                                         м²

Скорость в узком сечении

                                                        

Приведенный коэффициент теплоотдачи от воздуха к оребренной поверхности.

                                                    

                                                             , где

l_в – коэффициент теплопроводности воздуха, ;

υ_в – коэффициент кинематической вязкости, ;Коэффициенты берем из справочника при средней температуре воздуха t_вm =     ºC:

l_в =            иυ_в =          

Условный коэффициент теплопередачи к_н:

к_н = a_пр =          

   Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося холодильного агента, отнесенный к оребренной поверхности труб:

где B – коэффициент, зависящий от теплофизических свойств холодильного агента. Для фреона R134а при tк = 69 ºСВ =    ;

Δi – разность энтальпий холодильного агента на входе в аппарат и выходе из аппарата.

                                                      =

Решая полученное уравнение методом последовательного подбора, находим температуру поверхности стенки трубы и искомую плотность теплового потока.

Получим: t_ст =      ˚С, 

Искомая плотность теплового потока:

Уточненное значение площадь теплопередающей поверхности аппарата:

                                                          м²

Сравнивая уточненное значение теплопередающей поверхности Fн разв со значением

Fн =   м², полученным из компоновочных решений, отмечаем наличие большого запаса по поверхности.

Аэродинамическое сопротивление вентилятора:

                                                                  Па

Полное сопротивление с учетом неучтенных потерь:

                                                                   Па

Расчет конденсатора водяного охлаждения

Тепловая нагрузка на конденсатор

Температура воды на входе

                     ºС

Принимаем

                ºС

                ºС

Температура конденсации хладагента

                ºС

Среднелогарифмическая разность температур

                                                    ºС

Средняя температура воды в аппарате

                                                     ºС

Назначаем скорость движения воды в аппарате W в диапазоне 1.7-2.5м/с

W=2м/c

Принимаем медную трубку 16х1,5

Коэффициент теплоотдачи от воды к поверхности

Условный коэффициент теплоотдачи без учета термического сопротивления со стороны конденсирующегося хладагента.

Плотность теплового потока, площадь поверхности, диаметр аппарата находим из системы уравнений

С=0,72 для горизонтальных аппаратов

b=76,8 комплекс теплофизических свойств хладагента

корни системы уравнений

                  ºС

Теплопередающая поверхность

Число труб на диаметре

принимаем число труб

Расстояние между трубными решетками

принимаем длину труб          мм

уточняем внутренний диаметр аппарата

Объем воды проходящий через аппарат

Число ходов по воде

Гидравлическое сопротивление

Расчет пластинчатого теплообменника.

α – угол между рифлением и направлением потока

Р – шаг рифления (расстояние между соседними вершинами зазоров)

е – высота зазора (толщина пластины)

L – длина канала

В – ширина канала

α=60º

е=3,5·10^-3м

В=0,15м

L=0,5м

Гидравлический диаметр

D=2е=2·3,5·10^-3=7·10^-3м

Поверхность теплообмена канала

S=2LB=2·0,5·0,15=0,15м²

Это фактически площадь проекции пластины, увеличение поверхности из-за рифления введено непосредственно в уравнение теплообмена.

Проходное сечение канала:

Ас=В·е=0,15·3,5·10^-3=0,525·10^-3м²

Скорость жидкости

Теплофизические свойства хладагента

Общий расход масла           , а расход (массовый) через канал:

Расчет коэффициента теплоотдачи:

Тогда коэффициент теплоотдачи

Из-за большого изменения Pr с температурой рассчитываем поправку

Окончательно,

Расчет потерь давления от трения.

Потери в канале рассчитываются исходя  из скорости жидкости

Коэффициент трения для

для безразмерного шага 3,33

для безразмерного шага 2,0

Потери давления от трения

Расчеты на прочность:

Расчет винтового компрессора:

Расчет вертикального стыка блока цилиндров корпуса.

Болтовое соединение стыка должно обеспечить прочность и плотность соединения. Труднее удовлетворить этим требованиям для стыка со стороны нагнетания, расчет которого приводится ниже.

Примем, что в разъеме, _т.е. на соединяемые детали корпуса) действуют только газовые силы внутреннего давления. Тогда болты нагружаются только осевыми силами, т.е. работают на растяжение.

Материал болтов – Ст2Х13 – ГОСТ 5632-72.

Допускаемое напряжение [σ]_р=230 МПа, конструктивно выбираем число болтов в стыке Z=16 и равномерно размещаем их по внешнему периметру стыка так, чтобы шаг t между осями болтов находился в пределах t≈(3,1…5)d, где d – номинальный диаметр болта. d=16мм, резьба М16.

Расчетное значение газового давления (избыточное): Рр=2МПа.

Определяем усилие, действующее на групповое болтовое соединение, а затем и на отдельный наиболее нагруженный болт.

Рассматриваются 2 случая:

1). Усилие, воспринимаемое при сборке – короткосрочное и статическое;

2).Усилие, действующее в процессе эксплуатации машины – переменны и, следовательно, материал болта работает на усталость.

При сборке стыка:

Сила обжатия прокладки:

Робж= Fпр · q_обж= Lпр · в_пр · q_обж, где

Lпр=830мм – длина прокладки по средней линии, расположенной в стыке болтов;

в_пр=25мм – ширина прокладки;

q_обж=32х10⁵ Па – для паронита.

Робж= 830 · 25· 32х10⁵=6,64х10⁵ Н

В условиях эксплуатации:

Затяжка стыка, обеспечивающая его плотность (реакция прокладки)

Внешняя сила от уплотняемого давления

Суммарная сила, действующая на болтовое соединение:

Давление на прокладку при действии внешних сил

Напряжение растяжения в опасном сечении болта

Запас прочности по пределу текучести материала болта

Эквивалентные нпряжения при обжиме прокладки:

Роторы винтового компрессора.

Расчет роторов носит проверочный характер, т.к. возникающее напряжение в элементах роторов на порядок ниже допускаемых.

Определение прогиба в роторах. Примем прогиб в указанном сечении ротора за реперную точку. Тогда части балки справа и слева от сечения можно рассматривать как консоли, защемленные одним концом, и нагруженные сосредоточенными силами – реакциями на опорах (каждый из роторов винтового компрессора представляет собой балку переменного сечения). Максимальный прогиб будет у консоли, как правило, нагруженной большей силой, или с той стороны, где расположен более длинный хвостовик вала. Это и есть прогиб ротора.

Используя известные формулы для определения прогиба консольных балок, получаем:

Наибольший прогиб ВЩ:

Для ВМ:

Расчет на прочность кожухотрубного испарителя.

Расчет обечайки

Обечайка изготавливается из листовой стали ВСт3сп, сварная, продольный стыковой шов двусторонний, выполненный ручной электродуговой сваркой.

Коэффициент прочности сварного соединения φ=0,9. Температура обечайки t_р≈ t₀=+5ºС.

Нормативное допускаемое напряжение σ*=140МПа

Допускаемое напряжение для рабочего состояния:

Допускаемое напряжение при гидравлических испытаниях:

Рабочее давление

Расчетное давление

Исполнительная толщина обечайки:

Принято

Допускаемое давление в рабочем состоянии

Допускаемое давление при гидравлическом испытании

Условие применимости формул:

Расчет на прочность кожухотрубного конденсатора

Расчет обечайки

Обечайка изготавливается из листовой стали ВСт3сп, сварная, продольный стыковой шов двусторонний, выполненный ручной электродуговой сваркой.

Коэффициент прочности сварного соединения φ=0,9. Температура обечайки t_р≈ t_к=+69ºС.

Нормативное допускаемое напряжение σ*=140МПа

Допускаемое напряжение для рабочего состояния:

Допускаемое напряжение при гидравлических испытаниях:

Рабочее давление

Расчетное давление

Исполнительная толщина обечайки:

Принято

Допускаемое давление в рабочем состоянии

Допускаемое давление при гидравлическом испытании

Условие применимости формул:

Расчет днища

Расчетное давление Ртр=0,4МПа, температура t=22ºС

В днище имеются 2 отверстия диаметром 40 мм для входа и выхода хладоносителя, расположенные симметрично относительно центра днища.

Коэффициент ослабления днища отверстиями

Толщина стенки днища

Допускаемое давление в камере в рабочем состоянии

Допускаемое давление при гидравлических испытаниях

Расчет трубной решетки

Толщина трубной решетки выбирается конструктивно и должна обеспечивать возможность крепления труб в решетке:

Определение основных и вспомогательных параметров трубной решетки и свзанных с нейэлементов теплообменного аппарата.

Относительная характеристика безтрубного края:

Коэффициент влияния давления на трубную решетку:

Коэффициент ослабления трубной решетки

Модуль упругости основания, характеризующий жесткость системы труб

Приведенное отношение жесткости труб к жесткости кожуха обечайки

Толщина трубной решетки при выполнении конструктивных и технологических требований, должна быть

Вспомогательные величины А’, В’

В’=

ψ=

А’=

Минимальная толщина трубной решетки:

Конструктивная толщина трубной решетки δ=

Список использованной литературы:

1. Свердлов Г.З., Явнель Б.К. «Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха», М.: «Пищевая промышленность», 1978г.

2. «Холодильные компрессоры», справочник под редакцией А.В. Быкова.

3. «Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин», под редакцией И.А. Сакуна.

4. «Холодильные машины», рпод редакцией И.А.Сакуна.