Обоснование выбора системы технического водоснабжения ЛАЭС-2 Круглый стол «Экологические аспекты применения градирен в системах охлаждения АЭС» г.Сосновый Бор г.
Основные вопросы Сравнительный анализ эксплуатации блоков с «сухими и влажными градирнями» не сделан до сих пор. Нельзя не учитывать, что паровой факел захватит и разнесет по ближайшим окрестностям радиационные аэрозоли из вентиляционных труб действующей ЛАЭС. Специалисты-медики уже прогнозируют рост числа заболеваний вызванных этим соседством. На сегодняшний день не проведено исследований о возможных последствиях на здоровье людей и природу всей гаммы растворенных в воде Финского залива химических веществ и биологических компонентов, которые будут выбрасываться «мокрыми» градирнями.
Основные вопросы Паровое облако над «Сосновоборским вулканом» будет накрывать город и ближайшие поселения Ленинградской области. Значительно убавиться количество солнечных дней в нашем и без того пасмурном крае. В зимний период наш город и окрестности обледенеют от непрерывно выпадающей влаги. Особый разговор – о 500-метровой зоне вокруг градирен. В наибольшей степени пострадает эксплуатационный персонал действующей ЛАЭС, сотрудники НИТИ, рабочие и служащие предприятий, расположенных в промзоне.
Основные факторы для выбора системы охлаждения исходные технические требования по мощности энергоблока, референтность, надежность в эксплуатации; местные климатические и гидрологические условия, в т.ч. доступность источника водоснабжения; ограничения по занимаемой площади; требования нормативной документации в области охраны окружающей среды; стоимостные факторы, в т.ч. эксплуатационные расходы.
Водный кодекс РФ от N 74-ФЗ (вступил в силу с) Глава 6. ОХРАНА ВОДНЫХ ОБЪЕКТОВ Статья 60. Охрана водных объектов при проектировании, строительстве, реконструкции, вводе в эксплуатацию, эксплуатации водохозяйственной системы П.4 Проектирование прямоточных систем технического водоснабжения не допускается.
Оборотная система техводоснабжения Преимущества: позволяет резко снизить потребность АЭС в свежей воде и значительно уменьшить сброс тепла в водоисточник Недостатки: по составу сооружений система более сложная, чем прямоточная, дороже в строительстве и эксплуатации
Выполненные работы по сравнению испарительных и «сухих» градирен «Cравнительный анализ эксплуатации блоков с «сухими» и «влажными» градирнями» (ОАО «СПбАЭП», 2005 г.) «Технико – экономические исследования по сравнению «мокрых» и «сухих» градирен применительно к условиям площадки НВАЭС-2» (ОАО «Атомэнергопроект», 2009г.)
Преимущества башенных испарительных градирен достижения требуемых технико- экономических показателей проекта ЛАЭС-2, за счет обеспечения мощности энергоблока 1198 МВт, минимизации затрат на охлаждение, референтность принимаемых решений, положительный опыт эксплуатации на действующих АЭС в России и за рубежом, что позволяет обеспечить требуемый срок реализации проекта (ввод в эксплуатацию в 2013 г.); соответствие требованиям нормативной документации в области охраны окружающей среды
Сухие градирни капитальные затраты на сухие градирни в 3-5 раз превышают затраты на испарительные градирни, существенная недовыработка мощности АЭС, работающей на «сухих» градирнях, которая обусловлена более высокой температурой охлажденной воды отсутствие опыт эксплуатации «сухих» градирен большой мощности в зимних климатических условиях площадки ЛАЭС-2, что снижает надежность работы АЭС управление теплосъемом башенной сухой градирни ведется за счет открытия/закрытия многочисленных жалюзи и включения/выключения теплообменных секций при помощи задвижек с электрическим приводом по сигналам многочисленных датчиков. Надежность работы системы, особенно в сложных погодных условиях, значительно снижена. тепловое воздействие на окружающую среду.
Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов АЭС Влияние факела градирен на диффузию примеси газоаэрозольного выброса в вентиляционную трубу ЛАЭС-2 приводит к более интенсивному рассеянию радиоактивной примеси при ее распространении вблизи факела. В расчетах вероятных концентраций радионуклидов в приземном воздухе использована 10-летняя статистика метеонаблюдений. Значения факторов разбавления и осаждения исследованы в радиусе до 10 км от источника выброса (включая город Сосновый Бор) в направлении 16 румбов.
Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов АЭС По консервативным оценкам учет распространения факела градирни при постоянном направлении ветра, совпадающим с направлением от градирни к венттрубе ЛАЭС-2, приводит к увеличению разовых приземных концентраций не более, чем в 2 раза для категорий устойчивости погоды А–D, формирующих загрязнение воздуха на расстояниях до 3 км от АЭС. На расстояниях более 10 км максимальное увеличение концентраций не превысит 40%. Для рассмотренных условий исследованы максимально- возможные индивидуальные дозы облучения критической группы населения, обусловленные номинальными газоаэрозольными выбросами ЛАЭС-2. При вводе в эксплуатацию четырех блоков дозовые нагрузки на критическую группу населения с учетом влияния факелов градирен не превысят уровня безусловно приемлемого риска (менее 10 мкЗв/год) согласно НРБ-99/2009
Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов действующей ЛАЭС Выбросы инертных газов и 131-йода с 4-х блоков ЛАЭС-2, формирующих в основном дозовую нагрузку на население, не превысят 40% от соответствующего выброса, а, следовательно, и дозовых нагрузок на население, от действующей ЛАЭС. В соответствии с данными Радиевого института им. В.Г.Хлопина [доклад на Международном экологическом форуме «Окружающая среда и здоровье человека», 2008, СПб; доклад на совещании в ОАО «Атомэнергопроект», Москва, 2010] реалистическая оценка эффективных доз для населения от выбросов действующей ЛАЭС в г. не превышала 0,5 мкЗв/год.
Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов действующей ЛАЭС С учетом отмеченного выше возможного увеличения разовых приземных концентраций в воздухе до 2-х раз дозовые нагрузки от газоаэрозольных выбросов ЛАЭС, попадающих в зону распространения факела градирен ЛАЭС-2, в ближней зоне (до 3-км от источника) не превысят 1 мкЗв/год. При вводе в эксплуатацию четырех блоков ВВЭР дозовые нагрузки на критическую группу населения с учетом влияния факелов градирен не превысят уровня безусловно приемлемого риска (менее 10 мкЗв/год) согласно НРБ-99/2009
Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен Содержание специфических компонентов в воде систем технического водоснабжения (МУ, Роспотребнадзор) должно обеспечивать соблюдение ПДК в воздухе рабочей зоны (ГН). Выполнена предварительная оценка соответствия качества воды (соли токсичных металлов 1-2 кл. опасности) градирен среднесуточным ПДКсс для населения, которые на 1-2 порядка величины более жестки по сравнению с ПДК в воздухе рабочей зоны. Оценка выполнена в соответствии с 1.Руководством МАГАТЭ Рассеяние радиоактивных материалов в воздухе и воде и учет распределения населения при оценке площадки для атомных электростанций. NS-G Требованиями международных стандартов безопасности «Generic Models for Use in Assessing the Impact of discharges of Radioactive Substances to the Environment»(SRS No.19, IAEA, Vienna, 2001)
Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен ЭлементОтносительная к ПДКсс концентрация ТМ в воздухе устья градирни Cu1, Pb1, Ni6, Cd5, Co9, Mn3,210 -3
Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен В воздухе устья градирен (без учета разбавления атмосферным воздухом) относительные к ПДКсс концентрации токсичных металлов не превышают 6, (никель, содержащийся в исходной морской воде). С учетом рассеивающих свойств атмосферы при максимальном факторе рассеивания, принятом равным 10- 4, концентрации токсичных металлов в воздухе ближней зоны ЛАЭС-2 прогнозируются в тысячи раз меньше ПДКсс, что не приведет к сколь-нибудь значимым последствиям для населения и компонентов экосистем.
Ингибиторы и биоциды в воде градирен Для предотвращения коррозии и биологического обрастания в градирнях используются следующие реагенты: Коллоидный углерод Концентрация в воздухе на выходе из градирни = 8, мг/м3 (*) при ПДКс.с. = 5, мг/м3 (по углероду). Гипохлорит натрия Концентрация в воздухе на выходе из градирни = 1, мг/м 3 (*) при ПДКс.с. = 3, мг/м 3 (по хлору). (*) Расчетные концентрации полученные по консервативной методике (SRS No.19, IAEA, Vienna, 2001)
Проведенные государственные экологические экспертизы по ЛАЭС-2 1.Государственная экологическая кспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на размещение блоков 1 и 2 ЛАЭС-2 2.Государственная экологическая экспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на сооружение блоков 1 и 2 ЛАЭС-2 3.Главгосэкспертиза 4.Государственная экологическая экспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на размещение блоков 3 и 4 ЛАЭС-2
Результаты проведенных экологических экспертиз по первой очереди ЛАЭС-2 «Экспертная комиссия государственной экологической экспертизы отмечает, что представленные материалы обоснования лицензии на размещение и сооружение энергоблоков 1 и 2 ЛАЭС-2 по составу и содержанию соответствуют требованиям законодательных актов и нормативных документов Российской Федерации в области охраны окружающей среды. Представленная документация содержит материалы по воздействию энергоблоков 1 и 2 на окружающую среду, в которых отражены природоохранные мероприятия и обоснована экологическая безопасность намечаемой деятельности.»
Обобщенные материалы в составе проекта 2-ой очереди ЛАЭС-2 Многофакторная оценка экологического риска для населения от загрязнений окружающей среды при одновременной (нормальной) эксплуатации ЛАЭС-2 и ЛАЭС в соответствии с Руководством Роспотребнадзора Р, НРБ-99/2009, руководствами МАГАТЭ, Рекомендациями МКРЗ и др.. Оценка последствий для населения, степень загрязнения земель, воздуха, воды, продуктов питания от аварий на энергоблоке в соответствии с рекомендациями МАГАТЭ (Procedures for Conducting Probabilistic Safety Assessments of Nuclear Power Plants (Level 3): Off-Site Consequences and Estimation of Risks to the Public: A Safety Practice. IAEA Safety Series No. 50-P- 12).
Модернизация проекта градирен ЛАЭС-2 в ходе строительства Первоначальное решение энерго- блока Кол-во гради- рен на блок Расход циркуляционной воды, м3/час Потери воды на испарение, % / м3/сут Потери воды с капельным уносом, % / м3/сут Суммарные потери для четырех энергоблоков, м3/сут Блок,1 / ,002 / 3,6 Блок,1 / ,002 / 3,4 Блок,1 / ,002 / 3,4 Блок,1 / ,002 / 3,4 Оптимизированное решение энерго- блока Кол-во гради- рен на блок Расход циркуляционной воды, м3/час Потери воды на испарение, % / м3/сут Потери воды с капельным уносом, % / м3/сут Суммарные потери для четырех энергоблоков, м3/сут Блок,1 / ,001 / 1,8 Блок,1 / ,001 / 1,7 Блок,1 / ,001 / 1,7 Блок,1 / ,001 / 1,7
Модернизация проекта градирен ЛАЭС-2 в ходе строительства В ходе разработки рабочей документации градирен ЛАЭС-2 было достигнуто сокращение потерь воды в количестве м3/сутки. При этом величину потерь с капельным уносом удалось сократить в два раза. Такие результаты достигнуты за счет применения высокоэффективных водоуловителей и обоснования сокращения расхода циркуляционной воды.
При выборе способа охлаждения ЭА учитываются ее режим работы, конструктивное исполнение, величина рассеиваемой мощности, объект установки, окружающая среда.
Режим работы аппаратуры бывает длительным, кратковременным, кратковременно-повторным и характеризуется длительностями включенного и выключенного состояний. Длительный режим свойственен стационарной аппаратуре, которая находится во включенном состоянии в продолжении многих часов, кратковременный - бортовой, время работы которой мало и исчисляется несколькими минутами или часами. С большой вероятностью можно утверждать, что при проектировании сложной аппаратуры с длительным временем включенного состояния возникнет необходимость в разработке принудительной системы охлаждения (СО). Для аппаратуры разового использования с кратковременным режимом работы возможно обойтись без принудительной СО. Решение о разработке СО для аппаратуры кратковременно-повторного режима работы принимается лишь после анализа длительностей включенного-выключенного состояний и характера ее перегрева и охлаждения.
Переносная ЭА в силу малых рассеиваемых мощностей принудительной СО не снабжается. В сложной аппаратуре необходимо использовать принудительную воздушную или водо-воздушную СО. Водо-воздушной СО снабжаются, например, ЭВМ в герметичном исполнении.
Тепловой анализ ЭА позволяет получить предварительные данные о разрабатываемой СО. Для этого по каждому модулю первого уровня составляется перечень тепловыделяющих компонентов, устанавливаются рассеиваемые мощности и максимально допустимые температуры. На основе этих данных выделяются критичные к перегреву компоненты, а также компоненты, устанавливаемые на теплоотводы. Далее рассчитываются удельные поверхностные или/и объемные тепловые потоки модулей высших уровней. Для этого нужно вычислить мощности, рассеиваемые в модулях компонентами, внешнюю поверхность или объем модулей. По значениям плотности теплового потока q s и q v в первом приближении выбирают систему охлаждения (табл. 4.10) по допустимому перегреву в 40 °С.
Таблица 4.10. Плотность тепловых потоков аппаратуры
Затем для всех модулей, начиная с модулей первого уровней, составляется перечень компонентов или модулей низших уровней, осуществляется размещение их по критерию минимального перегрева, по уравнению теплового баланса определяется расход хладагента. Если в качестве хладагента предполагается использовать воздух, то необходимо установить его количество, максимально возможную температуру на входе СО, проверить запыленность и наличие в нем агрессивных примесей. Присутствие пыли в воздухе требует установки противопылевых фильтров. Наличие в воздухе агрессивных газов, например сернистого ангидрида, вызывающего интенсивную коррозию металлических конструкций, потребует применения специальных фильтров.
Воздух на входе СО может оказаться теплым, для его охлаждения до необходимой температуры в СО предусматривается кондиционер. При отсутствии на объекте эксплуатации воздуха в необходимом количестве или с необходимыми параметрами можно использовать жидкий хладагент (воду, топливо) по схеме водо-воздушного охлаждения. Температура жидкого хладагента может быть понижена теплообменниками.
Отсутствие на объекте достаточного количества воздуха или жидкости заставляет конструктора предусмотреть отвод теплоты на холодные массивные элементы несущих конструкций кондукцией. Если на объекте не окажется источников электропитания с требуемыми напряжениями и мощностями, возникает необходимость во введении в конструкцию источников питания СО, что несомненно ухудшит основные конструктивные параметры охлаждаемой ЭА.
Введение
1 Выбор расчетных параметров наружного и внутреннего воздуха
1.1 Расчетные параметры наружного воздуха
1.2 Расчетные параметры внутреннего воздуха
2 Составление тепловых и влажностных балансов помещения
2.1 Расчет теплопоступлений
2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей
2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения
2.1.3 Расчет теплопоступлений через наружные световые проемы
и покрытия за счет солнечной радиации
2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения
2.1.5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы за счет
разности температур наружного и внутреннего воздуха
2.2 Расчет влаговыделений
2.3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении
3 Расчет системы кондиционирования воздуха
3.1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха
3.2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и
рабочей разности температур
3.3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха
3.4 Определение количества наружного воздуха
3.5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха
на Jd-диаграмме
3.5.1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для
теплого периода года
3.5.2Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для
холодного периода года
3.6 Определение потребности теплоты и холода в системах
кондиционирования воздуха
3.7 Выбор марки кондиционера и его компоновка
3.8 Расчеты и подбор элементов кондиционера
3.8.1 Расчет камеры орошения
3.8.2 Расчет воздухонагревателей
3.8.3 Подбор воздушных фильтров
3.8.4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования
3.9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха
3.10 Подбор насоса для камеры орошения
3.11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения
4 УНИРС – Расчет СКВ на ЭВМ
Приложение А - Jd-диаграмма. Теплый период года
Приложение Б -Jd-диаграмма. Холодный период года
Приложение Г – Схема холодоснабжения
Приложение Д – Спецификация
Приложение Е – План на отметке – 2.000
ВВЕДЕНИЕ
Кондиционирование воздуха – это автоматизированное поддержание в закрытых помещениях всех или отдельных параметров воздуха (температура, относительная влажность, чистота и скорость движения воздуха) с целью обеспечения оптимальных условий наиболее благоприятных для самочувствия людей, ведения технологического процесса, обеспечение сохранности ценностей культуры.
Кондиционирование подразделяется на три класса:
1. Для обеспечения метеорологических условий, требуемых для технологического процесса при допускаемых отклонениях за пределами расчетных параметров наружного воздуха. В среднем 100 часов в год при круглосуточной работе или 70 часов в год при односменной работе в дневное время.
2. Для обеспечения оптимальных, санитарных или технологических норм при допускаемых отклонениях в среднем 250 часов в год при круглосуточной работе или 125 часов в год при односменной работе в дневное время.
3. Для обеспечения допустимых параметров, если они не могут быть обеспечены вентиляцией, в среднем 450 часов в год при круглосуточной работе или 315 часов в год при односменной работе в дневное время.
Нормативными документами установлены оптимальные и допустимые параметры воздуха.
Оптимальные параметры воздуха обеспечивают сохранение нормативного и функционального теплового состояния организма, ощущение теплового комфорта и предпосылки для высокого уровня работоспособности.
Допустимые параметры воздуха – это такое их сочетание, при котором не возникает повреждений или нарушения состояния здоровья, но может наблюдаться дискомфортные теплоощущения, ухудшение самочувствия и понижение работоспособности.
Допустимые условия, как правило, применяют в зданиях, оборудованных только системой вентиляции.
Оптимальные условия обеспечивают регулируемые системы кондиционирования (СКВ). Таким образом СКВ применяют для создания и поддержания оптимальных условий и чистоты воздуха в помещениях круглогодично.
Целью выполнения данной курсовой работы является закрепление теоретических знаний и приобретение практических навыков расчета, а также проектирование систем кондиционирования воздуха (СКВ).
В данной курсовой работе кондиционируемое помещение – это зрительный зал городского клуба на 500 мест в городе Одесса. Высота этого помещения – 6,3 м, площадь пола –289 м 2 , площадь чердачного покрытия –289 м 2 , объем помещения – 1820,7 м 3 .
1 ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАРУЖНОГО И ВНУТРЕННЕГО ВОЗДУХА
Расчетные параметры наружного воздуха.
Расчетные параметры наружного воздуха выбирают в зависимости от географического расположения объекта.
Таблица 1 – Расчетные параметры наружного воздуха.
Расчетные параметры внутреннего воздуха.
Расчетные параметры внутреннего воздуха выбирают в зависимости от назначения помещения и времени года.
Таблица 2 – Расчетные параметры внутреннего воздуха.
2 СОСТАВЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ И ВЛАЖНОСТНЫХ БАЛАНСОВ ПОМЕЩЕНИЯ
Целью составления тепловых и влажностных балансов помещения является определение тепло- и влагоизбытков в помещении, а также углового коэффициента луча процесса, который используют при графоаналитическом методе расчета СКВ.
Балансы тепла и влаги составляют отдельно для теплого и холодного периодов года.
Источниками тепловыделений в помещении могут быть люди, искусственное освещение, солнечная радиация, пища, оборудование, а также теплопоступления через внутренние и внешние ограждения или через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха.
2.1 Расчет теплопоступлений
2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей
Тепловыделения в помещении от людей Q пол, Вт, определяют по формуле
Q пол = q пол ·n,(1)
где q пол – количество полного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;
n – число людей, чел.
Q яв = q яв ·n,(2)
где q яв – количество явного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;
n – число людей, чел.
Для холодного периода
Q пол = 120·285 = 34200 Вт
Q яв = 90·285 =25650 Вт
Для теплого периода
Q пол = 80·285 =22800 Вт
Q яв = 78·285 = 22230 Вт
2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения
Теплопоступления от искусственного освещения Q осв, Вт, определяют по формуле
Q осв = q осв ·Е·F,(3)
где Е – освещенность, лк;
F – площадь пола помещения, м 2 ;
q осв – удельные тепловыделения, Вт/(м 2 ·лк).
Q осв = 0,067·400·289 = 7745,2 Вт
2.1.3 Расчет теплопоступлений за счет солнечной радиации
Солнечная радиация Q р = 9400 Вт.
2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения
Теплопоступления через внешние ограждения, Вт, определяют по формуле
Q огр = k ст ·F ст (t н – t в) + k пок ·F пок (t н – t в), (4)
где k i – коэффициент теплопередачи через ограждения, Вт/(м 2 ·К);
F i – площадь поверхности ограждения, м 2 ;
t н, t в – температура наружного и внутреннего воздуха соответственно, °С.
Q огр = 0,26·289(26,6-22) = 345,6 Вт
2.1.5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы
Расчет теплопоступлений в помещение через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха определяют по формуле
Q о.п. = [(t н – t в)/R o ]F общ,(5)
где R o – термическое сопротивление остекленных проемов, (м 2 ·К)/Вт, которое определяется по формуле
R o = 1/k окна (6)
F общ – общая площадь остекленных проемов, м 2 .
Q о.п = 0 Вт, так как нет остекленных проемов.
Таблица 3 – Тепловой баланс помещения в различные периоды года
2.2 Расчет влаговыделений
Поступление влаги в помещение происходит от испарений с поверхности кожи людей и от их дыхания, со свободной поверхности жидкости, с влажных поверхностей материалов и изделий, а также в результате сушки материалов, химических реакций, работы технологического оборудования.
Влаговыделения от людей W л, кг/ч, в зависимости от их состояния (покой, вид выполняемой ими работы) и температуры окружающего воздуха определяют по формуле
W л = w л ·n·10 -3 , (7)
где w л – влаговыделение одним человеком, г/ч;
n – число людей, чел.
W л хол = 40·285·10 -3 = 11,4 кг/ч
W л тепл = 44·285·10 -3 = 12,54 кг/ч
2.3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении
На основании расчета тепловлажностных балансов определяют угловой коэффициент луча процесса в помещении для теплого ε т и холодного ε х периодов года, кДж/кг
ε т = (ΣQ т ·3,6)/W т,(8)
ε х = (ΣQ х ·3,6)/W х.(9)
Численные величины ε т и ε х характеризуют тангенс угла наклона луча процесса в помещении.
ε т = (40290,8·3,6)/12,54 = 11567
ε х = (41945,2·3,6)/11,4 = 13246
3 РАСЧЕТ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
3.1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха
Выбор и обоснование типа СКВ осуществляют на основе анализа условий функционирования кондиционируемого объекта, указанных в задании на проектирование.
Исходя из количества помещений, предусматривают одно- или многозональные системы кондиционирования воздуха, а затем производят оценку возможности их применения с рециркуляцией отработавшего воздуха, которая позволяет уменьшить расход тепла и холода.
СКВ с первой и второй рециркуляцией обычно используют для помещений, не требующих высокой точности регулирования температуры и относительной влажности.
Принятие окончательного решения по выбору принципиальной схемы обработки воздуха производят после определения производительности СКВ и расхода наружного воздуха.
3.2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и рабочей разности температур.
По гигиеническим показателям и равномерности распределения параметров в рабочей зоне для большинства кондиционируемых помещений наиболее приемлемой является подача приточного воздуха с наклоном в рабочую зону на уровне 4…6 м и с удалением общеобменной вытяжки в верхней зоны.
1. Определяем допустимый перепад температур
Δt доп = 2°С.
2. Определяем температуру приточного воздуха
t п = t в - Δt доп (10)
t п теп = 22 – 2 = 20°С,
t п хол = 20 – 2 = 18 °С.
3. Определяем температуру уходящего воздуха
t у = t в + grad t(H – h),(11)
где gradt – градиент температуры по высоте помещения выше рабочей зоны, °С;
H – высота помещения, м;
h – высота рабочей зоны, м.
Градиент температуры по высоте помещения определяют в зависимости от удельных избытков явного тепла в помещении q я, Вт
q я = ΣQ/V пом = (ΣQ п -Q п + Q я)/ V пом (12)
q я тепл = (40290,8 – 22800 + 22230)/1820,7 = 21,8 Вт
q я хол = (41945,2 – 34200 + 25650)/ 1820,7 = 18,3 Вт
t у тепл = 22 + 1,2(6,3 – 1,5) = 27,76°С;
t у хол = 20 + 0,3(6,3 – 1,5) = 21,44°С.
4. Определяем рабочую разность температур
Δt р = t у - t п (13)
Δt р тепл = 27,76 – 20 = 7,76°С;
Δt р хол = 21,44 – 18 = 3,44°С.
3.3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха
Для систем кондиционирования воздуха различают полную производительность G, учитывающую потерю воздуха на утечку в сетях приточных воздуховодов, кг/ч, и полезную производительность G п, используемую в кондиционируемых помещениях, кг/ч.
Полезную производительность СКВ определяем по формуле
G п = ΣQ т /[(J у – J п)·0,278],(14)
где ΣQ т – суммарные теплоизбытки в помещении в теплый период года, Вт;
J у, J п – удельная энтальпия уходящего и приточного воздуха в теплый период года, кДж/кг.
G п = 40290,8/[(51 – 40))·0,278] = 13176кг/ч.
Полную производительность вычисляем по формуле
G = К п ·G п,(15)
где К п – коэффициент, учитывающий величину потерь в воздуховодах.
G = 1,1·13176= 14493,6 кг/ч.
Объемную производительность систем кондиционирования воздуха L, м 3 /ч, находим по формуле
где ρ – плотность приточного воздуха, кг/м 3
ρ = 353/(273+t п)(17)
ρ = 353/(273+20) = 1,2кг/м 3 ;
L = 14493,6 /1,2 = 12078 м 3 /ч.
3.4 Определение количества наружного воздуха
Количество наружного воздуха, используемого в СКВ, влияет на затраты тепла и холода при тепловлажностной обработке, а также на расход электроэнергии на очистку от пыли. В связи с этим всегда следует стремиться к возможному уменьшению его количества.
Минимально допустимое количество наружного воздуха в системах кондиционирования воздуха определяют, исходя из требований:
Обеспечения требуемой санитарной нормы подачи воздуха на одного человека, м 3 /ч
L н ΄ = l·n,(18)
где l – нормируемый расход наружного воздуха, подаваемого на одного человека, м 3 /ч;
n – число людей в помещении, чел.
L н ΄ = 25·285 = 7125 м 3 /ч;
Компенсации местной вытяжки и создания в помещении избыточного давления
L н ΄΄ = L мо + V пом ·К΄΄ , (19)
где L мо – объем местной вытяжки, м 3 /ч;
V пом – объем помещения, м 3;
К΄΄-кратность воздухообмена.
L н ΄΄ = 0 + 1820,7·2 = 3641,4 м 3 /ч.
Выбираем большее значение из L н ΄ и L н ΄΄ и принимаем для дальнейших расчетов L н ΄ = 7125 м 3 /ч.
Определяем расход наружного воздуха по формуле
G н = L н ·ρ н, (20)
гдеρ н – плотность наружного воздуха, кг/м 3 .
G н =7125·1,18 = 8407,5 кг/ч.
Проверяем СКВ на рециркуляцию:
14493,6 кг/ч >8407,5кг/ч, условие выполняется.
2. J у < J н
51кДж/кг < 60 кДж/кг, условие выполняется.
3. В воздухе не должны содержаться токсичные вещества.
Примечание: все условия выполняются, поэтому применяем схему СКВ с рециркуляцией.
Принятый расход наружного L н должен составлять не менее 10% от общего количества приточного воздуха, то есть должно выполняться условие
8407,5кг/ч ≥ 0,1· 14493,6
8407,5кг/ч ≥ 1449,36 кг/ч, условие выполняется.
3.5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха на J - d диаграмме
3.5.1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для теплого периода года
Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для теплого периода года приведена в приложении А.
Рассмотрим порядок построения схемы СКВ с первой рециркуляцией.
а) нахождение на J-d диаграмме положения точек Н и В, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в таблицах 1 и 2;
б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициентаε т;
в) определение положения других точек:
Т. П (то есть состояние приточного воздуха), которая лежит на пересечении изотермы t п с лучом процесса;
Т. П΄ (то есть состояние приточного воздуха на выходе из второго воздухонагревателя ВН2), для чего от т. П вертикально вниз откладывают отрезок в 1°С (отрезок ПП΄ характеризует нагрев приточного воздуха в воздуховодах и вентиляторе);
Т. О (то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), для чего от т. П΄ вниз по линии d = const проводят линию до пересечения с отрезком φ = 90% (отрезок ОП΄ характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2);
Т. У (то есть состояние воздуха, уходящего из помещения), лежащей на пересечении изотермы t у с лучом процесса (отрезок ПВУ характеризует ассимиляцию тепла и влаги воздухом в помещении);
Т. У΄ (то есть состояние рециркуляционного воздуха перед его смешиванием с наружным воздухом), для чего от т. У по линииd = const
откладывают вверх отрезок в 0,5 °С (отрезок УУ΄ характеризует нагрев уходящего воздуха в вентиляторе);
Т. С (то есть состояние воздуха после смешивания рециркуляционного воздуха с наружным воздухом).
Точки У΄ и Н соединяют прямой. Отрезок У΄Н характеризует процесс смешивания рециркуляционного и наружного воздуха. Точка С находится на прямой У΄Н (на пересечении с J с).
Удельную энтальпию J с, кДж/кг, точки С вычисляем по формуле
J с = (G н · J н + G 1р · J у΄)/ G, (21)
гдеJ н – удельная энтальпия наружного воздуха, кДж/кг;
J с – удельная энтальпия воздуха, образовавшегося после смешения наружного и рециркуляционного, кДж/кг;
G 1р – расход воздуха первой рециркуляции, кг/ч
G 1р =G - G н (22)
G 1р =14493,6– 8407,5= 6086,1 кг/ч
J с = (8407,5 ·60+6086,1 ·51)/ 14493,6= 56,4 кДж/кг
Точки С и О соединяют прямой. Получившийся отрезок СО характеризует политропический процесс тепловлажностной обработки воздуха в оросительной камере. На этом построение процесса СКВ заканчивают. Параметры базовых точек заносим по форме в таблицу 4.
3.5.2 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для холодного периода года
Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для холодного периода года приведена в приложении Б.
Рассмотрим порядок построения схемы с первой рециркуляцией воздуха наJ-d диаграмме.
а) нахождениенаJ-d диаграмме положения базовых точек В и Н, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в табл. 1, 2;
б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициента ε х;
в) определение положения точек П, У, О:
Т. У, расположенной на пересечении изотермы t у (для холодного периода) с лучом процесса;
Т. П, расположенной на пересечении изоэнтальпы J п с лучом процесса; численное значение удельной энтальпии J п приточного воздуха для холодного периода года вычисляют предварительно из уравнения
J п = J у – [ΣQ х /(0,278·G)],(23)
гдеJ у – удельная энтальпия воздуха, уходящего из помещения в холодный период года, кДж/кг;
Q х – суммарные полные теплоизбытки в помещении в холодный период года, Вт;
G – производительность СКВ в теплый период года, кг/ч.
J п = 47 - = 38,6 кДж/кг
Отрезок ПВУ характеризует изменение параметров воздуха в помещении.
Т. О (то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), расположенной на пересечении линии d п с линией φ = 90%; отрезок ОП характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2;
Т. С (то есть состояние воздуха после смешения наружного воздуха, прошедшего нагрев в первом воздухонагревателе ВН1, с уходящим из помещения воздухом), расположенной на пересечении изоэнтальпы J о с линией d с; численное значение вычисляют по формуле
d с = (G н · d н + G 1р · d у)/ G (24)
d с = (8407,5· 0,8 + 6086,1 · 10)/ 14493,6= 4,7 г/кг.
Т. К, характеризующей состояние воздуха на выходе из первого воздухонагревателя ВН1 и находящейся на пересечении d н (влагосодержание наружного воздуха) с продолжениемпрямой УС.
Параметры воздуха для базовых точек заносим по форме в таблицу 5.
Таблица 5 – Параметры воздуха в базовых точках в холодный период года
| Параметры воздуха | |||||
температура t, |
Удельная энтальпия J, кДж/кг |
Влагосодержание d, г/кг | Относительная влажность φ, % |
||
| П | 13,8 | 38,6 | 9,2 | 85 | |
| В | 20 | 45 | 9,8 | 68 | |
| У | 21,44 | 47 | 10 | 62 | |
| О | 14,2 | 37 | 9,2 | 90 | |
| С | 25 | 37 | 4,8 | 25 | |
| Н | -18 | -16,3 | 0,8 | ||
| К | 28 | 30 | 0,8 | 4 | |
3.6 Определение потребности теплоты и холода в системах кондиционирования воздуха
В теплый период года расход теплоты во втором воздухонагревателе, Вт
Q т ВН2 = G(J п΄ - J о)·0,278, (25)
где J п΄ - удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя, кДж/кг;
J о - удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель, кДж/кг.
Q т ВН2 = 14493,6 (38 – 32,2)·0,278 = 23369,5 Вт
Расход холода для осуществления процесса охлаждения и осушки, Вт, определяем по формуле
Q охл = G(J с - J о)·0,278,(26)
где J с -удельная энтальпия воздуха на входе в оросительную камеру, кДж/кг;
J о - удельная энтальпия воздуха на выходе из оросительной камеры, кДж/кг.
Q охл = 14493,6 (56,7 – 32,2)·0,278 = 47216 Вт
Количество сконденсировавшейся на воздухе влаги, кг/ч
W К = G(d с - d о)·10 -3 ,(27)
гдеd с – влагосодержание воздуха на входе в оросительную камеру, г/кг;
d о - влагосодержание воздуха на выходе из оросительной камеры, г/кг.
W К = 14493,6 (11,5 – 8)·10 -3 = 50,7 кг/ч
В холодный период года расход теплоты в первом воздухонагревателе, Вт
Q х ВН1 = G(J к - J н)·0,278,
гдеJ к – удельная энтальпия воздуха на выходе из первого воздухонагревателя, кДж/кг;
J н - удельная энтальпия воздуха на входе в первый воздухонагреватель, кДж/кг.
Q х ВН1 = 14493,6 (30- (-16,3))·0,278=18655,3 Вт
Расход теплоты в холодный период года во втором воздухонагревателе, Вт
Q х ВН2 = G(J п - J о)·0,278,(28)
гдеJ п – удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя в холодный период года, кДж/кг;
J о -удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель в холодный период года, кДж/кг.
Q х ВН2 = 14493,6 (38,6 – 37)·0,278 = 6447 Вт
Расход воды на увлажнение воздуха в оросительной камере (на подпитку оросительной камеры), кг/ч
W П = G(d о – d с)·10 -3 (29)
W П = 14493,6 (9,2 – 4,8)·10 -3 = 63,8 кг/ч.
3.7 Выбор марки кондиционера и его компоновка
Кондиционеры марки КТЦЗ могут работать в двух режимах производительности по воздуху:
В режиме номинальной производительности
В режиме максимальной производительности
Кондиционеры марки КТЦЗ изготавливают только по базовым схемам компоновки оборудования или с их модификациями, образующимися путем доукомплектования необходимым оборудованием, замены одного оборудования другим или исключения отдельных видов оборудования.
Индекс кондиционера марки КТЦЗ определяют с учетом полной объемной производительности.
L·1,25 = 12078·1,25 = 15097,5 м 3 /ч
Выбираем кондиционер марки КТЦЗ – 20.
3.8 Расчеты и подбор элементов кондиционера
3.8.1 Расчет камеры орошения
Расчет ОКФЗ производим по методике ВНИИКондиционер.
а) теплый период
Определяем объемную производительность СКВ
L =12078м 3 /ч
исполнение 1, общее число форсунок n ф = 18 шт.
Определяем коэффициент адиабатной эффективности процесса с учетом характеристик луча процесса камеры по формуле
Е а = (J 1 – J 2)/(J 1 – J пр),(30)
где J 1 , J 2 – энтальпия воздуха на входе, на выходе из камеры, соответственно,
J пр -энтальпия предельного состояния воздуханаJ-d диаграмме,
Е а = (56,7 – 32,2)/(56,7 – 21) = 0,686
Определяем относительный перепад температур воздуха
Θ = 0,33·с w ·μ·(1/ Е п – 1/ Е а) (31)
Θ = 0,33·4,19·1,22·(1/ 0,42 – 1/ 0,686) = 1,586
Вычисляем начальную температуру воды в камере
t w 1 = t в пр -Θ(J 1 – J 2)/ с w ·μ, (32)
где t в пр – предельная температура воздуха, °С.
t w 1 = 6,5-1,586(56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =3,32 °С
Рассчитываем конечную температуру воды (на выходе из камеры) по формуле
t w 2 = t w 1 + (J 1 – J 2)/ с w ·μ(33)
t w 2 = 1,32 + (56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =9,11 °С
Определяем расход разбрызгиваемой воды
G w = μ·G(34)
G w = 1,22·14493,6 = 17682,2 кг/ч (~17,7 м 3 /ч)
Вычисляем расход воды через форсунку (производительность форсунки)
g ф = G w /n ф (35)
g ф = 17682,2 /42 = 421 кг/ч
Необходимое давление воды перед форсункой определяем по формуле
ΔР ф = (g ф /93,4) 1/0,49 (36)
ΔР ф = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 кПа
Устойчивая работа форсунок соответствует 20 кПа ≤ ΔР ф ≤ 300кПа. Условие выполняется.
Расход холодной воды от холодильной станции определяют по формуле
G w х = Q хол / с w (t w 1 - t w 2)(37)
G w х = 47216/ 4,19(9,11 – 3,32) = 4935,8 кг/ч (~4,9м 3 /ч).
б) холодный период
В этот период года ОКФЗ работает в режиме адиабатического увлажнения воздуха.
Определяем коэффициент эффективности теплообмена по формуле
Е а = (t 1 – t 2)/(t 1 – t м1)(38)
Е а = (25 – 14,2)/(25 –13,1) = 0,908
Коэффициент орошения определяем из графической зависимости Е а =f(μ).
Также графическим путем по значению μ находим численное значение коэф-
фициента приведенной энтальпийной эффективности Е п.
Вычисляем расход разбрызгиваемой воды по формуле (34)
G w = 1,85·14493,6 = 26813,2 кг/ч (~26,8 м 3 /ч)
Определяем производительность форсунки по формуле (35)
g ф = 26813,2 /42 = 638 кг/ч
Определяем требуемое давление воды перед форсунками по формуле (36)
ΔР ф = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 кПа
Вычисляем расход испаряющейся воды в камере по формуле
G w исп = G(d o – d с)·10 -3 (39)
G w исп = 14493,6 (9,2– 4,8)·10 -3 = 63,8 кг/ч
Как видно из расчета, наибольший расход воды (26,8 м 3 /ч) и наибольшее давление воды перед форсунками (50,4 кПа) соответствуют холодному периоду года. Эти параметры принимаются за расчетные при подборе насоса.
3.8.2 Расчет воздухонагревателей
Расчет воздухонагревателей осуществляют на два периода года: вначале производят расчет на холодный период, затем – на теплый период года.
Также раздельно производят расчет воздухонагревателей первого и второго подогрева.
Целью расчета воздухонагревателей является определение требуемой и располагаемойповерхностей теплопередачи и режима их работы.
При поверочном расчете задаются типом и числом базовых воздухонагревателей, исходя из марки центрального кондиционера, то есть вначале принимают стандартную компоновку, а расчетом ее уточняют.
Холодный период
При расчете вычисляют:
Теплоту, необходимую для нагрева воздуха, Вт
Q воз = 18655,3Вт;
Расход горячей воды, кг/ч:
G w = 3,6Q воз /4,19(t w н – t w к) = 0,859Q воз /(t w н – t w к) (40)
G w =0,859·18655,3/(150 – 70) = 200,3 кг/ч;
В зависимости от марки кондиционера выбирают число и тип базовых теплообменников, для которых вычисляют массовую скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м 2 ·с):
ρv = G воз /3600·f воз,(41)
гдеf воз – площадь живого сечения для прохода воздуха в воздухонагревателе, м 2
Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с
w = G w /(ρ w ·f w ·3600), (42)
где ρ w – плотность воды при ее средней температуре, кг/м 3 ;
f w – площадь сечения для прохода воды, м 2 .
w = 200,3/(1000·0,00148·3600) = 0,038 м/с.
Принимаем скорость, равную 0,1 м/с
Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К)
К = а(ρv) q w r ,(43)
где а, q, r – коэффициенты
Среднюю разность температур между теплоносителями:
Δt ср = (t w н + t w к)/2 – (t н + t к)/2 (44)
Δt ср = (150 + 70)/2 – (-18 +28)/2 = 35°С
Требуемую площадь теплообмена, м 2
F тр = Q воз /(К· Δt ср) (45)
F тр = 18655,3/(27,8· 35) = 19,2 м 2
[(F р - F тр)/ F тр ]·100≤15%(46)
[(36,8 – 19,2)/ 19,2]·100 = 92%
Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН1 с запасом.
а) холодный период
Q воз = 6447 Вт;
Расход горячей воды, кг/ч, по формуле (40)
G w =0,859·6447/(150 – 70) = 69,2 кг/ч;
В зависимости от марки кондиционера выбирают число и тип базовых теплообменников, для которых вычисляют массовую скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м 2 ·с), по формуле (41) ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м 2 ·с);
Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с, по формуле (42)
w = 69,2 /(1000·0,00148·3600) = 0,013 м/с.
Принимаем скорость, равную 0,1 м/с.
Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К), по формуле (43)
К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,8 Вт/(м 2 ·К);
Среднюю разность температур между теплоносителями, по формуле (44)
Δt ср = (150 + 70)/2 – (13,8 +14,2)/2 = 26°С
Требуемую площадь теплообмена, м 2 , по формуле (45)
F тр = 6447/(27,8· 26) = 8,9 м 2
Проверяем условие по формуле (46)
[(36,8 – 8,9)/ 8,9]·100 =313%
б) теплый период
По выше предложенным формулам (40)-(46) делаем перерасчет для теплого периода
Q воз = 23369,5 Вт;
G w =0,859·23369,5 /(70 – 30) = 501,8 кг/ч
ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м 2 ·с);
w = 501,8 /(1000·0,00148·3600) = 0,094 м/с.
Для дальнейших расчетов принимаем скорость, равную 0,1 м/с.
К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,88 Вт/(м 2 ·К);
Δt ср = (30 + 70)/2 – (12 +19)/2 = 34,5 °С
F тр = 23369,5 /(27,88 · 34,5) = 24,3 м 2
При этом необходимо выполнять следующее условие: между располагаемой поверхностьюF р (предварительно выбранным воздухонагревателем) и требуемой поверхностью F тр запас поверхности теплообмена не должен превышать 15%
[(36,8 – 24,3)/ 24,3]·100 = 51%
Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН2 с запасом.
3.8.3 Подбор воздушных фильтров
Для очистки воздуха от пыли в СКВ включают фильтры, конструктивное решение которых определяется характером этой пыли и требуемой чистотой воздуха.
Выбор воздушного фильтра осуществляют согласно [ 2, кн.2].
Исходя из имеющихся данных выбираем фильтр ФР1-3.
3.8.4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования воздуха
Полное аэродинамическое сопротивление СКВ находят по формуле
Р с = ΔР пк +ΔР ф +ΔР в1 +ΔР ок + ΔР в2 + ΔР пр +ΔР в.в. , (47)
гдеΔР пк – сопротивление приемного блока, Па
ΔР пк = Δh пк ·(L/L к) 1,95 (48)
(здесь L – расчетная объемная производительность СКВ, м 3 /ч;
L к – объемная производительность кондиционера, м 3 /ч;
Δh пк – сопротивление блока при номинальной производительности кондиционера (Δh пк = 24 Па), Па);
ΔР пк = 24·(12078/20000) 1,95 = 8,98 Па;
ΔР ф – аэродинамическое сопротивление фильтра (при максимальной запыленности фильтра ΔР ф = 300 Па), Па;
ΔР в1 – аэродинамическое сопротивление первого воздухонагревателя, Па;
ΔР в1 = 6,82 (ρv) 1,97 ·R
ΔР в1 = 6,82 (1,94) 1,97 ·0,99 = 24,9 Вт.
ΔР в2 – аэродинамическое сопротивление второго воздухонагревателя, Па
ΔР в2 = 10,64·(υρ) 1,15 ·R,(49)
(здесь R – коэффициент, зависящий от среднеарифметической температуры воздуха в воздухонагревателе);
ΔР в2 = 10,64·(1,94) 1,15 ·1,01 = 23,03 Па;
ΔР ок – аэродинамическое сопротивление оросительной камеры, Па
ΔР ок = 35·υ ок 2 ,(50)
(здесь υ ок – скорость воздуха в оросительной камере, м/с);
ΔР ок = 35·2,5 2 = 218,75 Па;
ΔР пр – аэродинамическое сопротивление присоединительной секции, Па
ΔР пр = Δh пр (L/L к) 2 , (51)
(здесьΔh пр – сопротивление секции при номинальной производительности (Δh пр = 50 Па), Па);
ΔР пр = 50(12078/20000) 2 = 18,2 Па;
ΔР в.в – аэродинамическое сопротивление в воздуховодах и воздухораспределителях (ΔР в.в = 200 Па), Па.
Р с = 8,98 + 300 +24,9+218,75+ 23,03 + 18,2 +200 = 793,86 Па.
3.9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха
Исходными данными для подбора вентилятора являются:
Производительность вентилятора L, м 3 /ч;
Условное давление, развиваемое вентилятором Р у, Па, и уточняемое по формуле
Р у = Р с [(273+t п)/293]·Р н /Р б, (52)
где t п – температура приточного воздуха в теплый период года, °С;
Р н – давление воздуха в нормальных условиях (Р н = 101320 Па), Па;
Р б – барометрическое давление в месте установки вентилятора, Па.
Р у = 793,86 [(273+20)/293]·101230/101000 = 796 Па.
Исходя из полученных данных подбираем вентилятор В.Ц4-75 исполнение Е8.095-1.
n в = 950 об/мин
N у = 4 кВт
3.10 Подбор насоса для камеры орошения
Подбор насоса осуществляют с учетом расхода жидкости и требуемого
ора. Расход жидкости должен соответствовать максимальному объемному
расходу циркулирующей воды в оросительной камере, м 3 /ч
L w = G w max /ρ,(53)
гдеG w max – массовый максимальный расход воды в ОКФ, кг/ч;
ρ – плотность воды, поступающей в ОКФ, кг/м 3 .
L w = 26813,2 /1000 = 26,8 м 3 /ч
Требуемый напор насоса Н тр, м вод. ст., определяют по формуле
Н тр = 0,1Р ф + ΔН, (54)
где Р ф – давление воды перед форсунками, кПа;
ΔН – потери напора в трубопроводах с учетом высоты подъема к коллектору (для оросительных камер ΔН = 8 м вод. ст.), м вод. ст..
Н тр = 0,1·50,4 + 8 = 13,04 м вод. ст.
По полученным данным подбираем насос и электродвигатель к нему.
Параметры подобранного насоса:
Наименование: КК45/30А;
Расход жидкости 35 м 3 /ч;
Полный напор 22,5 м вод. ст.;
Параметры подобранного электродвигателя:
Тип А02-42-2;
Масса 57,6 кг;
Мощность 3,1 кВт.
3.11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения
Целью расчета основного оборудования системы холодоснабжения является:
Вычисление требуемой холодопроизводительности и выбор типа холодильной машины;
Нахождение режимных параметров работы холодильной машины и проведение на их основе поверочного расчета основных элементов холодильной установки-испарителя и конденсатора.
Расчет осуществляется в следующей последовательности:
а) находим требуемую холодопроизводительность холодильной машины, Вт
Q х = 1,15·Q охл,(55)
гдеQ охл – расход холода, Вт.
Q х = 1,15·47216= 59623,4 Вт
б) с учетом величины Q х выбираем тип холодильной машины МКТ40-2-1.
в) определяем режим работы холодильной машины, для чего вычисляем:
Температуру испарения холодильного агента, °С
t и = (t w к +t х)/2 – (4…6), (56)
где t w к – температура жидкости, выходящей из оросительной камеры и поступающей в испаритель, °С;
t х – температура жидкости, выходящей из испарителя и поступающей в оросительную камеру, °С.
Температуру конденсации холодильного агента, °С
t к = t w к2 +Δt,(57)
где t w к2 – температура воды, выходящей из конденсатора, °С
t w к2 =t w к1 +Δt (58)
(здесь t w к1 – температура воды, поступающей в конденсатор, °С (Δt = 4…5°С); при этомt к не должна превышать +36°С.)
t w к1 = t мн + (3…4),(59)
где t мн – температура наружного воздуха по мокрому термометру в теплый период года, °С.
t и = (3,32+9,11)/2 – 4 = 2,215°С
t мн = 10,5°С
t w к1 = 10,5 + 4 = 10,9°С
t w к2 =10,9 + 5 = 15,9°С
t к = 15,9 + 5 = 20,9 °С
Температуру переохлаждения жидкого хладагента перед регулирующим вентилем, °С
t пер = t w к1 + (1…2)
t пер = 10,9 + 2 = 12,9 °С
Температуру всасывания паров холодильного агента в цилиндр компрессора, °С
t вс = t и + (15…30),(60)
где t и – температура испарения холодильного агента, °С
t вс = 0,715+25 = 25,715 °С
г) производят поверочный расчет оборудования, для чего вычисляют:
Поверхность испарителя по формуле
F и = Q охл /К и ·Δt ср.и,(61)
где К и – коэффициент теплопередачи кожухотрубного испарителя, работающего на хладоне 12 (К и = (350…530)Вт/м 2 ·К);
Δt ср.и – средняя разность температур между теплоносителями в испарителе, определяемая по формуле
Δt ср.и = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (62)
Δt б = Δt w 2 - t и (63)
Δt б = 9,11 – 2,215 =6,895 °С (64)
Δt м =3,32 – 2,215 = 1,105°С
Δt ср.и = (6,895– 1,105)/2,3lg6,895 / 1,105= 3,72 °С
F и = 47216/530·3,72 = 23,8 м 2
Расчетную поверхность F и сравниваем с поверхностью испарителя F и `, приведенной в технической характеристике холодильной машины; при этом следует выполнить условие
F и ≤ F и `
23,8 м 2 < 24 м 2 – условие выполняется
Поверхность конденсатора по формуле
F к = Q к /К к ·Δt ср.к,(65)
Q к = Q х + N к.ин,(66)
(здесьN к.ин – потребляемая индекаторная мощность компрессора; с некоторым запасом индекаторную мощность можно принимать равной потребляемой мощности компрессора, Вт);
К к – коэффициент теплопередачи кожухотрубного конденсатора, работающего на хладоне 12 (К к = (400…650) Вт/м 2 ·К);
Δt ср.к – средняя разность температур между теплоносителями в конденсаторе, определяемая по формуле, °С
Δt ср.к = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (67)
Δt б = t к - t w к1 (68)
Δt б = 20,9 – 3,32 = 17,58°С
Δt м = t к - t w к2 (69)
Δt м = 20,9 – 9,11 = 11,79 °С
Δt ср.к = (17,58 – 11,79)/2,3lg17,58/11,79 = 14 ° С
Q к = 59623,4 + 19800 = 79423,4 Вт
F к = 79423,4 /400·14= 14,2 м 2
Расчетную поверхность конденсатора F к сравниваем с поверхностью конденсатора F к `, числовое значение которой приведено в технической характеристике холодильной машины, при этом следует выполнить условие
F к ≤ F к `
14,2 м 2 ≤ 16,4 м 2 – условие выполняется.
Расход воды в конденсаторе, кг/с, вычисляют по формуле
W = (1,1· Q к)/c w ·(t w к2 - t w к1),(70)
где c w – удельная теплоемкость воды (c w = 4190 Дж/(кг·К))
W = (1,1· 79423,4)/4190·(9,11– 1,32) = 2,6 кг/с.
Список использованных источников
1. СНиП 2.04.05-91. Отопление, вентиляция и кондиционирование. – М.: Стройиздат, 1991.
2. Внутренние санитарно-технические устройства: Вентиляция и кондиционирование воздуха /Б.В. Баркалов, Н.Н. Павлов, С.С. Амирджанов и др.; Под ред. Н.Н. Павлова Ю.И. Шиллера.: В 2 кн. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992. Кн. 1, 2. Ч.3.
3. Аверкин А. Г. Примеры и задачи по курсу «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение»:Учеб. пособие. – 2-е изд., испр. и доп. – М.: Издательство АСВ, 2003.
4. Аверкин А. Г. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение: Методические указания к курсовой работе. – Пенза: ПИСИ, 1995.
Документ анализирует применение охладительных систем испарительного типа, "сухих" градирен и градирен смешанного типа с точки зрения экологического воздействия, стоимости сооружения и эффективности использования.
Начальник группы проектирования градирен АО "АТОМПРОЕКТ" Михаил Пресман представил результаты ТЭО на заседании Общественного Совета Госкорпорации "Росатом" в городе Сосновый Бор 13 апреля.
В соответствии с проведенным анализом любые варианты охладительных систем за исключением башенных испарительных градирен потребуют значительного расширения промплощадки атомной станции. При незначительной разнице в воздействии на окружающую среду в рамках нормативов, утвержденных законодательством РФ, варианты охладительных систем с применением "сухих" и комбинированных градирен по стоимости в три-четыре раза превышают затраты на сооружение традиционных испарительных градирен. В то же время работа "сухих" градирен серьезно скажется на мощности сооружаемых энергоблоков, снизив ее более чем на 20 МВт в год. Таким образом ежегодные экономические "потери" при применении "сухих" и комбинированных градирен составят от 750 млн до 1 млрд. рублей.
Наиболее экономичным вариантом системы охлаждения воды второго контура является прямоточная система с использованием природных водоемов. Этот вариант используется в экспортных проектах АЭС, разрабатываемых АТОМПРОЕКТом, например, в Китае и Финляндии, однако не может использоваться в России согласно требованиям Водного кодекса. В этих условиях наиболее экономически обоснованным для проекта второй очереди ЛАЭС-2 является применение башенных испарительных градирен.
Ленинградская АЭС-2 сооружается по проекту «АЭС-2006» – современному эволюционному проекту атомной электростанции поколения 3+. В проекте АЭС-2006 применены четыре активных канала систем безопасности, дублирующие друг друга, а также пассивные системы безопасности, работа которых обусловлена только законами физики и не зависит «человеческих» факторов.
Способ охлаждения во многом определяет конструкцию радиоэлектронной аппаратуры (РЭА), поэтому даже на ранней стадии проектирования, то есть на стадии технического предложения или эскизного проекта, необходимо выбрать систему охлаждения РЭА. Для предварительной оценки и выбора способа охлаждения, необходимо определить два основных показателя /1, стр.119/.
Первый показатель - перегрев относительно окружающей среды Tc корпуса наименее теплостойкого элемента, для которого допустимая температура имеет минимальное значение. Этот показатель определяется по формуле
υс = Ti min - Tc (2.1)
где Ti min - допустимая температура корпуса наименее теплостойкого элемента;
Тс - температура окружающей среды (задана в техническом задании).
Так как все элементы по условию технического задания одинаковы, но на них выделяются разные мощности, то наиболее большое тепловыделение будет у третьего транзистора. Для этих элементов минимальное значение допустимой температуры равно T min = 373 К.
Подставляя значение Тс = 323 К и выбранное минимальное значение допустимой температуры T min = 373 К в формулу (2.1), получим
υс = 373 - 323 = 50 К
Второй показатель q равен плотности теплового потока, проходящего через условную площадь поверхности Ап теплообмена
q = Фkн1/Ап (2.2)
где Ф - суммарная мощность, рассеиваемая в блоке;
kн1 - коэффициент, учитывающий давление воздуха;
Ап - условная площадь поверхности теплообмена.
Условная площадь поверхности теплообмена Ап определяется по следующей формуле
Ап = 2 (2.3)
где L1, L2, L3 - горизонтальные и вертикальные размеры блока, указанные в техническом задании, в метрах;
Кз - коэффициент заполнения.
В данном случае имеем значения: L1 = 0,34 м, L2 = 0,17 м, L3 = 0,1 м, Кз = 0,31.
Подставляя эти значения в формулу (2.3), получим
Ап = 2Ч = 0,15 м2
Зная, что мощность составляет Ф = 34 Вт, kн1 = 1,2 при Н1= 0,05 МПа и Ап = 0.15 м2, по формуле (2.2) рассчитаем второй показатель и получим
q = 34Ч1,2 / 0,15 = 272 Вт/м2
lg q = 2,4 (2.4)
Полученные в результате расчетов показатели υс = 50 К и lg q = 2,4, являются координатами точки.
Рисунок 2 - Области целесообразного применения различных способов охлаждения.
Где 1 - свободное воздушное; 2 - свободное и принудительное воздушное; 3 - принудительное воздушное; 4 - принудительное воздушное и жидкостное; 5 - принудительное испарительное; 6 - принудительное жидкостное и свободное испарительное; 7 - принудительное жидкостное, свободное и принудительное испарительное; 8 - свободное принудительное и свободное испарительное; 9 - свободное и принудительное испарительное.
Из рисунка 2 получим, что данная точка попадает на границу области 1 и 2. Таким образом, возможно применение как свободного, так и принудительного охлаждения. Остановимся на выборе свободного воздушного охлаждения.
Рисунок 3 - Вероятностные кривые для РЭА в перфорированном корпусе при свободном воздушном охлаждении
Из рисунка 3 находим вероятность нормального охлаждения, для выбранного способа охлаждения. Из графика находим что вероятность р=0,8. Следовательно, подобный способ охлаждения может быть выбран, но следует уделить внимание анализу теплового режима в дальнейшем.