Контрольное задание

Задача №1. Рассчитать и построить на h-d – диаграмме процессы обработки воздуха в центральной системе кондиционирования круглогодового действия в теплый и холодный периоды года, обслуживающей помещение общественного или промышленного здания, вместимостью n человек:

- в прямоточной установке кондиционирования воздуха (УКВ);

- в УКВ с первой рециркуляцией;

- в УКВ с первой и второй рециркуляцией.

Исходные данные, представленные в табл. 1:

- географический пункт строительства;

- избытки (недостатки) явной теплоты в помещении Q_яв , кВт;

- избытки влаги G_w, кг/ч;

- градиент температуры по высоте помещения gradt, К/м;

- коэффициент эффективности воздухообмена К^t = (t_у - t_п )/(t_о.з - t_п);

- высота помещения Н_п, м.

Таблица 1. Исходные данные к задаче №1.

Последняя цифра	Географический	Избытки теплоты и влаги в периоды года
зачетной книжки	пункт	ТП		ХП
		Qяв, кВт	Gw, кг/ч	Qяв, кВт	Gw, кг/ч
1	2	3	4	5	6
0	Алма-Ата	40	25	-14	16
1	Ашхабад	44	27	-18	17
2	Астрахань	49	30	-21	19
3	Волгоград	53	30	-24	20
4	Грозный	57	33	-19	19
5	Краснодар	55	29	-18	17
6	Ростов-на-Дону	60	35	-20	22
7	Ташкент	51	28	-16	18
8	Тбилиси	63	36	-22	21
9	Самара	59	32	-24	21

Примечания. 1. Первое число в графе 9 для спортзала соответствует числу зрителей без верхней одежды, а второе число соответствует количеству людей, занимающихся подвижными видами спорта.

2. Характер работы в цехе точной механики соответствует категории Iа.

3. Минимальную норму наружного воздуха на одного человека принимать:

в конференц-зале – 20 м³/ч; в аудитории – 20 м³/ч; для зрителей в спортзале – 60 м³/ч;

для спортсменов, занимающихся подвижными видами спорта – 80 м³/ч; для рабочих цеха точной механики – 60 м³/ч.

4. С целью экономии энергии в ХП года принимать регулируемый режим адиабатного увлажнения воздуха в оросительной камере с конечной относительной влажностью _о = 60%.

Окончание таблицы 1.

Предпоследняя цифра зачетной книжки	Назначение помещения	Вместимость, n, чел.	gradt, K/м; (Кt)	Высота помещения Нп, м
7	8	9	10	11
0	конференц-зал	300	0,30	5,0
1	аудитория	350	(1,40)	4,8
2	спортзал	80+25	0,25	5,5
3	цех точной мех.	120	(1,35)	5,0
4	конференц-зал	380	0,28	5,2
5	аудитория	400	(1,42)	6,0
6	спортзал	120+30	0,33	5,4
7	цех точной мех.	150	(1,30)	6,2
8	аудитория	450	0,27	6,0
9	спортзал	90+30	(1,38)	5,4

Задача №2. По результатам, полученным в задаче №1, подобрать центральный кондиционер марки КТЦ3 для УКВ, работающей по прямоточной схеме. Для выбранного кондиционера с учетом данных, представленных в табл.2, подобрать и рассчитать следующие основные секции:

- приемную секцию (подбор);

- фильтровальную секцию (подбор);

- секцию I-го подогрева (расчет);

- секцию II-го подогрева (расчет);

- оросительную секцию с циркуляционным насосом (расчет для теплого периода года);

- вентиляторную секцию (подбор).

Таблица №2. Исходные данные к задаче №2.

Последняя цифра	Потери давления	Параметры теплоносителя
зачетной книжки	в вентиляционной	Первый подогрев		Второй подогрев
	сети, Па	tг, оС	tо, оС	tг, оС	tо, оС
1	2	3	4	5	6
0	650	90	60	50	40
1	700	95	65	55	40
2	750	100	70	60	40
3	550	105	70	65	40
4	600	110	70	70	40
5	630	115	70	50	40
6	720	120	70	55	40
7	680	80	60	60	40
8	590	85	60	65	40
9	570	90	65	70	40

Примечание. При подборе кондиционера и расчете основных секций следует использовать «Методические указания к курсовой работе для студентов дневной и заочной форм обучения по специальности 290700 – Теплогазоснабжение и вентиляция. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение.- Калининград, КГТУ, 2000.- 58 с.»

Задача №3. Рассчитать и построить на h-d-диаграмме процессы обработки воздуха в СКВ двухступенчатого испарительного охлаждения для теплого периода года и подобрать основное оборудование:

- основной кондиционер;

- фильтровальную секцию;

- секцию «сухого» охлаждения;

- секцию испарительного охлаждения;

- вентиляторную секцию;

- градирню.

Таблица №3. Исходные данные к задаче №3.

Последняя цифра зачетной книжки	Параметры наружного воздуха		Предпоследняя цифра	Избытки теплоты и влаги
	tн, оС	hн, кДж/кг	зачетной книжки	Qяв, кВт	Gw , кг/ч
0	30,0	54,5	0	29	16
1	28,5	53,5	1	37	20
2	31,0	52,5	2	46	24
3	30,5	53,0	3	59	33
4	31,0	56,0	4	44	26
5	28,5	55,5	5	27	15
6	28,0	52,0	6	35	20
7	29,0	54,0	7	47	25
8	29,5	55,5	8	21	12
9	30,5	54,5	9	33	17

Задача №4. Для центральной СКВ, рассчитанной в задачах №1 и №2, произвести расчет холодильной машины, по результатам расчета подобрать компрессор, определить требуемую поверхность теплообмена испарителя и конденсатора с водяным охлаждением. Для тех же целей подобрать чиллер с воздушным охлаждением конденсатора и допускающий работу в режиме теплового насоса. Рассмотреть возможность использования чиллера для круглогодового тепло- и холодоснабжения УКВ.

Примечание. 1. При расчете холодильной машины следует использовать «Методические указания к курсовой работе для студентов дневной и заочной форм обучения по специальности 290700 – Теплогазоснабжение и вентиляция. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение.- Калиниград, КГТУ, 2000.- 58 с.»

2. Чиллер следует подбирать по любому, доступному для студентов, каталогу фирм-производителей оборудования для кондиционирования воздуха. В контрольной работе необходимо сделать ссылку на соответствующий каталог.

Задача №5. Подобрать Сплит-систему с приточной вентиляцией для круглогодового кондиционирования воздуха в офисном помещении. Исходные данные для расчета представлены в таблице №5. Климатические данные принять по условиям задачи №1.

- А, В, Н – соответственно длина, ширина и высота помещения, м;

- n – число людей в помещении;

- q_т, q_х - соответственно удельная тепловая характеристика помещения в теплый и холодный периоды года, Вт/(м³К).

Таблица №5. Исходные данные к задаче №5

Последняя цифра	Размеры, м			Число	Предпоследняя цифра	Уд. х-ка, Вт/(м3К)
зачетной книжки	А	В	Н	n	зачетной книжки	qт	qх
0	6,0	6,0	3,5	4	0	0,83	0,18
1	7,0	6,0	3,6	4	1	0,88	0,22
2	8,0	6,0	3,7	4	2	0,71	0,21
3	9,0	5,0	3,8	5	3	0,73	0,18
4	10,0	5,0	3,9	5	4	0,80	0,22
5	11,0	5,0	4,0	5	5	0,75	0,19
6	12,0	5,0	4,1	5	6	0,77	0,25
7	9,5	5,5	4,2	6	7	0,72	0,20
8	10,5	5,5	4,3	6	8	0,74	0,19
9	11,5	5,5	4,4	6	9	0,68	0,23

Примечание. Расчетные теплопоступления в ТП года и расчетные теплопотери в ХП года следует определять по формуле

Q = q*V_п*(t_н – t_в), Вт;

где q – соответствующая тепловая характеристика; V_п – объем помещения; t_н , t_в - соответственно расчетная температура наружного и внутреннего воздуха в соответствующий период года.

ПРИМЕРЫ РЕШЕНИЯ ЗАДАЧ

Процессы обработки воздуха в центральных СКВ круглогодового действия. Целью расчета процессов обработки воздуха при кондиционировании является определение воздухообменов, определение всех тепловлажностных параметров воздуха в характерных точках процесса. Исходными данными для расчета являются балансы теплоты и влаги, составленные для кондиционируемого помещения и расчетные параметры внутреннего и наружного воздуха. В соответствии с требованиями СНиП 2.04.05-2000 [13] при проектировании СКВ первого класса в качестве расчетных параметров наружного воздуха принимают параметры категории Б, а для внутреннего – оптимальные значения параметров микроклимата. При этом с целью экономии энергии на тепловлажностную обработку воздуха, в первом приближении, в ТП года принимают верхние значения оптимальной температуры и относительной влажности, а в ХП года – нижние.

Пример №1. Рассчитать и построить на h-d – диаграмме процессы обработки воздуха в центральной системе кондиционирования круглогодового действия в теплый и холодный периоды года, обслуживающей конференц-зал, вместимостью n человек:

- в прямоточной установке кондиционирования воздуха (УКВ);

- в УКВ с первой рециркуляцией;

- в УКВ с первой и второй рециркуляцией.

Исходные данные:

- географический пункт строительства – г. Новороссийск;

- барометрическое давление Р_б = 101 кПа.

- избытки явной теплоты и влаги в помещении в ТП года Q_яв =39 кВт; G_w = кг/ч;

- недостатки явной теплоты в ХП года Q_яв = -19 кВт; избытки влаги G_w = кг/ч;

- градиент температуры по высоте помещения gradt = К/м;

- высота помещения Н_п = м.

Прямоточная схема. На рис П.1 показана принципиальная схема прямоточной СКВ. Установка кондиционирования воздуха (УКВ), обслуживающая эту систему, включает в себя приемную секцию, фильтровальную секцию, воздухоподогреватель первой ступени (в ТП не работает), контактный аппарат (оросительную секцию), воздухоподогреватель второй ступени и вентиляторную секцию.

В ТП года в прямоточной СКВ тепловлажностная обработка воздуха производится в следующем порядке (см. рис. П.2).

Наружный воздух (точка Н) поступает в проточную часть кондиционера, очищается в фильтре и охлаждается и осушается (в некоторых климатических районах производится увлажнение воздуха) в оросительной камере до относительной влажности 90 – 95 % (точка О). Далее, при необходимости, производится подогрев воздуха до требуемой температуры притока (точка П) и вентилятором воздух подается в обслуживаемое помещение, где в процессе вентиляции параметры воздуха изменяются по лучу вентиляционного процесса ( точки П, В, У).

При построении процесса на h – d - диаграмме (рис. П.2) необходимо стремиться к достижению минимального количества приточного воздуха G_п, которое, в свою очередь, не должно быть менее требуемого по санитарной норме, либо по другим условиям (разбавление вредных газов до ПДК, создание гарантированного подпора и др.).

По СНиП 2.04.05-2000, прил. 8, определяем расчетные параметры наружного воздуха в ТП года: t_н = 30,1 ^oC, h_н = 65,7 кДж/кг. По ГОСТ 30494-96 определяем расчетные параметры внутреннего воздуха. Для помещения категории IIIа принимаем t_в = 24 ^oC, _в = 60%.

Наносим на h – d – диаграмму точки Н и В. При этом в значение относительной влажности необходимо вносить поправку на расчетное барометрическое давление Р_б = 101 кПа, которое отличается от нормального Р₀ =101,325 кПа, для которого построена h – d – диаграмма. Таким образом, скорректированное значение относительной влажности _в^' будет равно

_в^' = _в *( Р_б / Р_о ) = 60*(101/101,325) = 59,8%. (П.1)

Определяем избытки полной теплоты в помещении:

Q_p = Q_j + Q_s , (П.2)

где Q_j , Q_s - соответственно избытки явной и скрытой теплоты, Вт.

Q_s = 0,278*G_w*(2500 + 1,8*t_в) = 0,278*20*(2500 + 1,8*24) = 14129 Вт.

Q_р = 39000 + 14129 = 53129 Вт.

Определяем угловой коэффициент луча вентиляционного процесса 

 = 3,6*Q_р /G_w = 3,6*53129/20 = 9563 кДж/кг

и проводим через точку В луч под углом .

Через точку В проводим линию d_в = const, на которой откладываем вниз от

Рис. П.2. Процессы обработки воздуха в центральной СКВ

точки В отрезок t = 0,5  1,0 ^oC (учитываем подогрев приточного воздуха в вентилят

Рис. П.2. Процессы круглогодовой обработки воздуха в центральном кондиционере

оре) и получаем вспомогательную точку В^' . Через точку В^' проводим линию, параллельную лучу  до пересечения с кривой  = 100% в точке F. Если температура, соответствующая точке F, не ниже 8 – 10 ^оС, то рассматриваемый процесс кондиционирования воздуха может быть реализован с использованием оросительной камеры, либо воздухоохладителя, охлаждаемого водой. Одновременно на пересечении линии, проведенной через точку В^' с кривой  = 90 – 95 % находят точку О, соответствующую параметрам воздуха на выходе из камеры орошения. Через точку О проводим вверх линию do = const и на пересечении с лучом вентиляционного процесса получаем точку П, соответствующую параметрам приточного воздуха. По известному градиенту температуры gradt, Либо коэффициенту эффективности воздухообмена К^t, определяем температуру воздуха, удаляемого из верхней зоны помещения

t_у = t_в + gradt∙(H_п – 2) = 24 +0,4∙(5,0 – 2) = 25,2 ^оС; (П.3)

(t_у = t_п + К^t∙(t_в – t_п)). (П.4)

На пересечении изотермы t_у с лучом вентиляционного процесса определяют точку У, соответствующую параметрам воздуха, удаляемого из верхней зоны. Определяют расход приточного воздуха из условия ассимиляции избытков полной теплоты и влаги

G_п = 3,6∙Q_р/(h_у – h_п) = 3,6∙53129/(53,4 – 40,2) = 14752 кг/ч; (П.5)

G_п = 1000∙G_w/(d_у – d_п) = 1000∙20/(11,03 – 9,65) = 14752 кг/ч. (П.6)

Если полученное значение G_п оказывается больше минимального расхода наружного воздуха G_н , то значение G_п принимается к дальнейшему расчету. В данном примере

G_н = _в∙n∙l₁ = 1,2∙360∙20 = 8640 кг/ч.

Соединяем точку О и точку Н прямой линией. Луч НО соответствует процессу обработки воздуха в оросительной камере кондиционера. Определяем расход холода Q_x

Q_x = 0,278*G_п*(h_н – h_o) = 0,278*13832*(65,7 – 39,2) = 108729 Вт. (П.7)

В ХП года в прямоточной СКВ тепловлажностная обработка воздуха производится в следующем порядке (см. рис. П.2).

Наружный воздух (точка Н) поступает в проточную часть кондиционера, очищается в фильтре и подогревается до требуемой температуры (точка Т). Далее воздух поступает в оросительную камеру и в адиабатном процессе увлажняется до относительной влажности _о = 60% (точка О). Если используется не регулируемый процесс увлажнения, то _о = 90 – 95%. После оросительной камеры воздух подогревается в воздухоподогревателях второй ступени подогрева до требуемой температуры приточного воздуха (точка П). С параметрами точки П воздух приточным вентилятором подается в помещение.

По СНиП 2.04.05-2000, прил. 8, определяем расчетные параметры наружного воздуха в ХП года: t_н = -13,0 ^oC, h_н = -10,5 кДж/кг. По ГОСТ 30494-96 определяем расчетные параметры внутреннего воздуха. Для помещения категории IIIа принимаем t_в = 20 ^oC, _в = 30%.

Наносим на h – d – диаграмму точки Н и В. Определяем избытки (недостатки) полной теплоты в помещении и рассчитываем угловой коэффициент луча вентиляционного процесса .

Q_s = 0,278*G_w*(2500 + 1,8*t_в) = 0,278*18*(2500 + 1,8*20) = 12690 Вт.

Q_р = -19000 + 12690 = -6310 Вт.

Определяем угловой коэффициент луча вентиляционного процесса :

 = 3,6*Q_р /G_w = -3,6*6310/18 = -1262 кДж/кг.

Так как тепловой баланс в ХП отрицателен то СКВ в ХП будет выполнять функцию воздушного отопления. В этом случае параметры воздуха, удаляемого из верхней зоны, будут совпадать с параметрами воздуха в обслуживаемой зоне. В первом приближении расход приточного воздуха в ХП принимаем равным расходу приточного воздуха, полученному для ТП. Определяем энтальпию приточного воздуха

h_п = h_у – 3,6*Q_р /G_п = 31,0 + 3,6*6310/14752 = 32,5 кДж/кг.

Через точку В проводим луч вентиляционного процесса под углом  = -1262 кДж/кг и на пересечении с изоэнтальпой h_п = 32,5 кДж/кг получаем точку П, соответствующую параметрам приточного воздуха. Из точки П проводим вниз линию d_п = const и на пересечении с кривой  = 60% определяем точку О, соответствующую параметрам воздуха после увлажнения в оросительной камере кондиционера. Через точку О проводим изоэнтальпу h_o = const, а из точки Н проводим вверх линию d = const, и на пересечении этих линий получаем точку Т, соответствующую параметрам воздуха после подогрева в воздухоподогревателях первой ступени. Определяем затраты теплоты на первый и второй подогрев воздуха.

Q_под.1 = 0,278*G_п*(h_т – h_н) = 0,278*14752*(12,0 + 10,5) = 92314 Вт; (П.8)

Q_под.2 = 0,278*G_п*(h_п – h_о) 0,278*14752*(32,5 – 12,0) = 84153 Вт. (П.9)

Определяем тепловлажностные параметры воздуха для всех характерных точек процесса кондиционирования в ТП и ХП года и заносим их в табл.П1.

Схема с первой рециркуляцией. На рис П.3 показана принципиальная схема СКВ с первой рециркуляцией. Рециркуляцию воздуха применяют для экономии холода в ТП года и для экономии теплоты в ХП года, если рециркуляция допустима по санитарно-гигиеническим нормам. В ТП года рециркуляционный воздух смешивается в смесительной камере кондиционера с наружным воздухом и затем поступает на обработку. В ХП года смешение может происходить по такой же схеме («смешение – подогрев»), либо рециркуляционный воздух подмешивается к подогретому наружному воздуху в камере, расположенной после подогревателя первой ступени («подогрев – смешение»).

В ТП года построение процесса на h – d – диаграмме производят так же, как и для прямоточной СКВ. Далее определяют расход воздуха, подаваемого на рециркуляцию G_p:

G_p = G_п – G_н = 14752 – 8640 = 6112 кг/ч. (П.10)

Через точку У проводим вверх линию d_у = const и откладываем отрезок t = 0,5  1,0 ^oC, получая точку Р, соответствующую параметрам рециркуляционного воздуха. Соединяем точки Р и Н прямой линией. Линия НР является линей смеси наружного и рециркуляционного воздуха. Из уравнения баланса влаги для процесса смешения определяем влагосодержание смеси d_c:

d_c = (G_{н *} d_н + G_р* d_р )/G_п = (8640*13,9 + 6112*11,0)/14752 = 12,70 г/кг.

На пересечении линии d_c = const с линией смеси НР получаем точку смеси С. Соединяем точки О и С прямой линией. Линия СО соответствует процессу обработки смеси наружного и рециркуляционного воздуха в оросительной камере. определяем расход холода на обработку воздуха в оросительной камере Q_x :

Q_x = 0,278*G_п*(h_c – h_o) = 0,278*14752*(61,0 – 39,2) = 89577 Вт.

В ХП года построение процесса на h – d – диаграмме производят так же, как и для прямоточной СКВ. При этом, в первом приближении, расходы воздуха по всем каналам принимаем такими же, как и в ТП года. Соединяем точки Н и В линией смеси НВ. Из уравнения баланса влаги для процесса смешения определяем влагосодержание смеси d_c:

d_c = (G_{н *} d_н + G_р* d_р )/G_п = (8640*1,04 +6112*4,29)/14752 = 2,39 г/кг.

На пересечении линии d_c = const и линии смеси НВ определяем точку смеси С. Если энтальпия смеси h_c  10 кДж/кг, то применяют схему «смешение - подогрев» и продолжают построение (в данном примере h_c = 6,7 кДж/кг). Из точки С проводят вверх линию d_c = const, а из точки О проводят изоэнтальпу h_o = const и на пересечении этих линий определяют точку Т, соответствующую параметрам воздуха после подогрева в подогревателях первой ступени. Определяют расход теплоты на подогрев воздуха в воздухонагревателях первой ступени:

Q_под.1 = 0,278*G_п*(h_т – h_c) (П.11)

Если h_c < 10 кДж/кг, то применяют схему «подогрев - смешение» и построение производят в следующем порядке. Проводят линию d_c = const, а из точки О проводят изоэнтальпу h_o = const и на пересечении этих линий определяют точку С, соответствующую параметрам смеси подогретого наружного воздуха и рециркуляционного. Через точки С и В проводят прямую, а через точку Н проводят вверх линию d_н = const и на пересечении этих линий определяют точку Т, соответствующую параметрам подогретого наружного воздуха. Определяем расход теплоты на подогрев наружного воздуха в воздухоподогревателях первой ступени

Q_под.1 = 0,278*G_н*(h_т – h_н) = 0,278*8640*(-1,4 + 10,5) = 21817 Вт.

Схема с первой и второй рециркуляцией. На рис П.4 показана принципиальная схема СКВ с первой и второй рециркуляцией. Данную схему применяют в том случае, если по условиям воздухораспределения, либо по санитарным нормам требуется второй подогрев воздуха после обработки его в оросительной камере. Такой подогрев в ТП года приводит к непроизводительным затратам теплоты. Для исключения этих затрат применяют вторую рециркуляцию. То есть, вторая рециркуляция в ТП года заменяет второй подогрев. В ХП года вторая рециркуляция снижает расход теплоты на второй подогрев.

В ТП года построение процесса обработки начинают с нанесения на h – d - диаграмму точек Н и В. Через точку В проводят луч вентиляционного процесса под углом . По известному градиенту температуры, либо известному коэффициенту эффективности воздухообмена определяют температуру воздуха, удаляемого из верхней зоны помещения t_у, а по условиям воздухораспределения – температуру приточного воздуха

t_п = t_в - t_р, (П.12)

где t_р – рабочая разность температур, определяемая расчетом воздухораспределения (в реальных проектах), либо на предварительном этапе по справочным рекомендациям (в примере t_р = 7 ^оС).

На h – d – диаграмме проводим изотермы t_у и t_п и на пересечении с лучом вентиляционного процесса определяем точки У и П. Из этих точек проводим вертикальные лучи соответственно вверх и вниз на 0,5 – 1,0 ^оС и определяем точки Р и С_2. Точка Р соответствует параметрам рециркуляционного воздуха, а точка С₂ - смеси рециркуляционного, поступающего по каналу второй рециркуляции, с воздухом, прошедшим обработку в камере орошения. По формулам (П.5) и (П.6) определяем расход удаляемого и приточного воздуха G_у2, G_п2. Через точки Р и С₂ проводим прямую до пересечения с кривой относительной влажности  = 90 – 95 % и определяем точку О, соответствующую параметрам воздуха, прошедшего обработку в оросительной камере. Из уравнения воздушного баланса и уравнения баланса влаги для процесса смешения определяем расход рециркуляционного воздуха, поступающего по каналу второй рециркуляции G_р2 и расход воздуха, прошедшего через камеру орошения G_ок.

G_p2 +G_ок = G_п2

G_p2*d_р + G_ок*d_о = G_п2*d_с2  G_р2 = G_п2*(d_с2 - d_о)/(d_р – d_о) =

17037*(9,83 – 9,68)/(11,03 – 9,68) = 1893 кг/ч.

Далее определяем расход рециркуляционного воздуха, поступающего в кондиционер по каналу первой рециркуляции G_р1:

G_р1 = G_ок - G_н = 17037 – 1893 – 8640 = 6504 кг/ч.

Определяем энтальпию смеси наружного и рециркуляционного воздуха:

h_с1 =(G_н*h_н + G_р1*h_p1)/G_ок = (8640*65,7 + 6504*54,43)/(17037 – 1893) =

60,9 кДж/кг.

G_ок = 17037 – 1893 = 15144 кг/ч.

Соединяем точки Н и Р линией смеси. На h – d – диаграмме проводим изоэнтальпу h_c1= const и на пересечении с линией смеси определяем точку смеси С₁. Соединяем точки С₁ и О лучом. Определяем расход холода в оросительной камере:

Q_x = 0,278*G_ок*(h_c – h_o) = 0,278*15144*(60,9 – 39,3) = 90937 Вт.

Определяем параметры воздуха в характерных точках процесса и заносим параметры воздуха в табл. П.1.

Таблица П.1. Параметры воздуха в характерных точках процесса кондиционирования

Параметр воздуха	Точка на	Значение параметра
	h–d-диаграмме	t, oC	h, кДж/кг	d, г/кг	, %
Теплый период года, прямоточная СКВ
Наружный	Н	30,1	65,7	13,88	53,9
После камеры орошения	О	14,7	39,2	9,65	95,0
Приточный	П	15,7	40,2	9,65	89,1
Внутренний в ОЗ	В	24,0	51,7	10,85	60,0
Удаляемый	У	25,2	53,4	11,03	56,8
Теплый период года, СКВ с первой рециркуляцией
Рециркуляционный	Р	26,2	54,4	11,03	53,5
Смесь	С	28,5	61,0	12,70	54,0
Теплый период года, СКВ с первой и второй рециркуляцией
Смесь по каналу 1	С1	28,8	60,9	12,66	54,0
После камеры орошения	О	14,8	39,3	9,68	95,0
Смесь по каналу 2	С2	16,0	40,9	9,83	89,2
Приточный	П	17,0	42,0	9,83	83,7
Холодный период года, прямоточная СКВ
Наружный	Н	-13,0	-10,5	1,04	75,7
После первого подогрева	Т	9,4	12,0	1,04	14,3
После увлажнения	О	3,6	12,0	3,05	60,0
Приточный	П	24,6	32,5	3,05	16,1
Внутренний	В	20,0	31,0	4,29	30,0
Удаляемый	У	20,0	31,0	4,29	30,0
Холодный период года, СКВ с первой рециркуляцией
После первого подогрева	Т	-4,0	-1,4	1,04	37,3
Смесь	С	6,0	12,0	2,39	41,7
Рециркуляционный	Р	20,0	31,0	4,29	30,0
Холодный период года, СКВ с первой и второй рециркуляцией
После первого подогрева	Т	-10,6	-8,1	1,04	62,4
Смесь по каналу 1	С1	2,5	8,6	2,43	54,2
После увлажнения	О	2,1	8,6	2,60	60,0
Смесь по каналу 2	С2	3,1	11,2	3,23	69,4
Приточный	П

В ХП года, так же как и в СКВ с первой рециркуляцией возможны две схемы обработки воздуха «смешение – подогрев» и «подогрев – смешение». Рассмотрим вариант «подогрев – смешение», так как он соответствует условиям задачи.

Построение процесса начинаем в той же последовательности, что и для СКВ с первой рециркуляцией. При этом, в первом приближении, расходы воздуха по всем каналам принимаем равными значениям, полученным в ТП года.

После проведения луча процесса через точку В, по известной энтальпии приточного воздуха определяем точку П. Из уравнения баланса влаги процесса смешения воздуха, прошедшего обработку в камере орошения G_ок с рециркуляционным воздухом, поступающим по каналу второй рециркуляции G_p2, определяем влагосодержание воздуха на выходе из камеры орошения:

G_p2*d_р + G_ок*d_о = G_п2*d_с2  d_о = (G_п2*d_с2 - G_p2*d_р)/ G_ок =

(17037*3,07 – 1893*4,29)/(8640 + 6504) = 2,60 г/кг.

На пересечении линии d_о = 2,60 г/кг с кривой относительной влажности _о = 60%, получаем точку О. Соединяем точки О и Р линией смеси. Из точки П проводим вниз прямую d_п = 3,23 г/кг и на пересечении с линией смеси получаем точку С₂.

Из уравнения баланса влаги для процесса смешения наружного воздуха с рециркуляционным, поступающим по каналу первой рециркуляции, определяем влагосодержание смеси

d_c1 = (G_{н *} d_н + G_р1* d_р )/G_ок = (8640*1,04 + 6504*4,29)/(8640 + 6504) = 2,43 г/кг.

На пересечении линий d_c1 = 2,43 г/кг и h_o = 8,64 кДж/кг получаем точку смеси С₁. Через точки С₁ и Р проводим прямую и на пересечении с линией d_н = 1,04 г/кг получает точку Т, соответствующую параметрам наружного воздуха после подогрева в подогревателях первой ступени. Соединяем точки Н и Т прямой. Определяем параметры воздуха в характерных точках и заносим их в табл. П.1.

Определяем расход теплоты на подогрев воздуха:

Q_под.1 = 0,278*G_н*(h_т – h_н) = 0,278*8640*(-8,1 + 10,5) = 5803 Вт.

Q_под.2 = 0,278*G_п*(h_п – h_с2) = 0,278*17037*(32,5 - 11,2) = 101145 Вт.

Пример №2. По результатам, полученным в примере №1, подобрать центральный кондиционер марки КТЦ3 для УКВ, работающей по прямоточной схеме. Для выбранного кондиционера с учетом данных, представленных ниже, подобрать и рассчитать следующие основные секции:

- приемную секцию (подбор);

- фильтровальную секцию (подбор);

- секцию I-го подогрева (расчет);

- секцию II-го подогрева (расчет);

- оросительную секцию с циркуляционным насосом (расчет для теплого периода года);

- вентиляторную секцию (подбор).

Исходные данные:

- потери давления в вентиляционной сети – 200 Па;

- температура теплоносителя на первый подогрев – t_г = 95 ^oC, t_о = 60 ^oC;

- температура теплоносителя на второй подогрев – t_г = 50 ^oC, t_о = 40 ^oC.

Выбор типа кондиционера. Кондиционеры центральных СКВ выбираются из номенклатурного ряда кондиционеров, выпускаемых Харьковским машиностроительным заводом “Кондиционер”, которые имеют номинальную производительность по воздуху от 10 до 250 тысяч м³/ч [5]. В настоящее время выпускаются кондиционеры следующих серий: КТЦ3-10, КТЦ3-20, КТЦ3-31.5, КТЦ3-40, КТЦ3-63, КТЦ3-80, КТЦ3-125, КТЦ3-160, КТЦ3-200, КТЦ3-250. Последнее число в обозначении марки кондиционера характеризует номинальную производительность по воздуху в тыс. м³/ч.

Исходя из расчетной полной производительности СКВ по воздуху определяют марку кондиционера и число кондиционеров в установке. Установки из нескольких кондиционеров рекомендуется комплектовать агрегатами с большей производительностью, которые занимают меньше полезной площади.

Марку кондиционера выбирают из условия:

1,1L_п  1,25n_кL_ном , (П.13)

где n_к - число кондиционеров в установке; L_ном - номинальная производительность кондиционера, м³/ч; L_п – расход приточного воздуха, м³/ч;

Таким образом, при 1,1*L_п = 1,1*14752/1,2 = 13522 м³/ч подбираем кондиционер КТЦ3-20 с номинальной производительностью 20 000 м³/ч.

По табл. П.2.9 [19] подбираем приемный блок прямоточный с электроприводом БПЭ-3 (индекс 02.51134, масса 230 кг).

По табл. П.2.8 [19] подбираем воздушный клапан КЭ 0.5-3 (индекс 03.33304, площадь проходного сечения клапана F_к = 0,84 м², масса 75 кг). Определяем скорость приточного воздуха, проходящего через клапан

v = G_п//3600/F_к = 14752/1,2/3600/0,84 = 4,06 м/с.

Определяем скорость воздуха при максимальной удельной воздушной нагрузке 25000 м3/(ч*м²).

v = 25000/3600 = 6,94 м/с.

При этой нагрузке потери давления на клапане составляют 25 Па. Тогда при расчетной скорости v = 4,06 м/с потери будут равны:

р_к = 50*(4,06/6,94)² = 8,56 Па.

Подбор воздушного фильтра. Центральные кондиционеры КТЦ-3 комплектуются панельными фильтрами ФР1-3 и ФР2-3 с фильтрующими материалами ФРНК-ПГ (эффективность очистки не менее 88 %) и ИПФ-1 (эффективность очистки не менее 90 %), а также масляными самоочищающимися фильтрами ФС-3, в которых фильтрующим материалом служит бесконечная лента из стальной сетки (эффективность очистки не менее 80%). Фильтры ФР1-3 предназначены для очистки воздуха от атмосферной пыли при среднегодовой запыленности до 1 мг/м³, фильтры ФР2-3 - для тех же целей при среднегодовой запыленности 1 мг/м³ и кратковременной запыленности до 10 мг/м³, фильтры ФС-3 применяют при запыленности воздуха до 10 мг/м³.

В контрольной работе рекомендуется применять фильтры ФР1-3 с фильтрующим материалом ФРНК-ПГ, удельная пылеемкость которого при увеличении сопротивления до 300 Па должна быть не менее 1300 г.м². Удельная воздушная нагрузка на фронтальное сечение фильтра: номинальная - 10000 м³/(ч^.м²), максимальная - 12500 м³/(ч^.м²). Технические характеристики фильтра приведены в [5] и в приложении методических указаний [19].

По табл. П.2.4 [19] подбираем секцию фильтра ФР1-3 (индекс 02.21134, масса 168 кг) с фильтрующим материалом ФРНК-ПГ.

Расчет воздухонагревателей кондиционера. Воздухонагреватели кондиционеров собирают из базовых унифицированных теплообменников, технические данные которых приведены в таблице 5.3, а габаритные размеры в приложении. Воздухонагреватели выполняются с обводным воздушным каналом греющей поверхности и без обводного канала с числом рядов греющих трубок -1; 1,5 и 2. В обводном воздушном канале размещен воздушный клапан. Его назначение - устранение излишнего перегрева из-за избыточной теплоотдающей поверхности принятой секции или повышения температуры теплоносителя. В расчетном режиме клапан считается закрытым. Число и размеры теплообменников, которые можно расположить в поперечном сечении кондиционера, ограничиваются размерами кондиционера и приведены в табл. 5.3. [19] Целью расчета является определение числа рядов теплообменников по ходу воздуха и выбор схемы обвязки их по теплоносителю. При теплоносителе - воде рекомендуется устанавливать воздухоподогреватели без обводного канала. Воздухоподогреватели с обводным каналом применяют при теплоносителе - паре или при слишком большом запасе поверхности нагрева.

Расчет воздухонагревателей первого подогрева. Исходными данными для расчета служат: начальные (t_н) и конечные (t_к) параметры нагреваемого воздуха (точки Н и Т для прямоточной СКВ); G - расход нагреваемого воздуха, кг/ч (G = G_п - для прямоточной СКВ); расход теплоты на первый подогрев Q, Вт; температура горячей воды, поступающей из тепловой сети t_г, и охлажденной воды t_o, возвращаемой в сеть (принимаются по заданию). Методика расчета изложена в [19, п.5.3.1].

Исходные данные:

- расход теплоты на первый подогрев Q = 92314,2 Вт;

- начальная и конечная температура нагреваемого воздуха t_н = -13 ^oC, t_к = 9,4 ^oC;

- начальная и конечная температура горячей воды t_г – t_о = 95 – 60 ^oC.

По табл. П.2 определяем технические данные воздухонагревателя кондиционера КТЦ3-20.

1. Вычисляем массовую скорость движения воздуха (v), кг/(м^2.с), во фронтальном сечении воздухонагревателя

(v) = G/(3600^.f_в) = 14752/(3600*2,07) = 1,98 кг/(м^2.с) , (П.14)

где f_в - площадь фронтального сечения, м², принимаемая по данным табл. П.2.

2. Определяем расход горячей воды G_w, кг/ч, из условия, что температура обратной воды t_w.к не может быть выше 70 ^оС

G_w = 3.6Q/[С_рw^.(t_г - t_о)] = 3,6*92314/[4,19*(95 – 60)] = 2266 кг/ч, (П.15)

где С_рw = 4.19 кДж/(кг^.К) - удельная теплоемкость воды.

3. Вычисляем средний арифметический температурный напор в воздухонагревателе t_ср, ^оС

t_ср = (t_г + t_о)/2 - (t_в.н + t_в.к)/2 = (95 + 60)/2 – (-13 + 9,3)/2 = 79,3 ^оС. (П.16)

4. Находим скорость движения воды в трубках воздухоподогревателя w, м/с

w = G_w/(3600^._w^.f_w^.n_w) = 2266/(3600*980*0,00146*1) = 0,44 м/с, (П.17)

Таблица П.2. Технические характеристики базовых теплообменников

Индекс	Число рядов	Тип кон- диционера	Количество базовых теплообменников				Fн, м2	fв, м2	Масса кг
			1.0 м	1.25 м	1.5 м	2.0 м
Без обводного канала ВН
01.10114 01.10314 01.10214	1 1.5 2	КТЦ3-10	-	1	-	-	18.4 27.2 36.8	1.03	110 134 155
02.10114 02.10314 02.10214	1 1.5 2	КТЦ3-20	-	1	-	-	37.3 55.25 74.6	2.07	165 208 250
03.10114 03.10314 03.10214	1 1.5 2	КТЦ3-31.5	-	-	-	1	60.4 88.7 120.8	3.315	245 316 390
04.10114 04.10314 04.10214	1 1.5 2	КТЦ3-40	-	2	-	-	74.6 110.5 149.2	4.14	305 397 485
06.10114 06.10314 06.10214	1 1.5 2	КТЦ3-63	-	-	-	2	120.8 177.4 241.6	6.63	480 620 765
08.10114 08.10314 08.10214	1 1.5 2	КТЦ3-80	-	4	-	-	149.2 221.0 298.4	8.28	600 780 955
С обводным каналом или клапаном ВНО
01.11114 01.11314 01.11214	1 1.5 2	КТЦ3-10	1	-	-	-	14.55 20.9 29.1	0.83	90 106 125
02.11114 02.11314 02.11214	1 1.5 2	КТЦ3-20	1	-	-	-	29.6 42.4 59.2	1.66	130 165 200
03.11114 03.11314 03.11214	1 1.5 2	КТЦ3-31.5	-	-	1	-	45.0 65.5 90.0	2.49	180 235 290
04.11114 04.11314 04.11214	1 1.5 2	КТЦ3-40	-	-	-	1	60.4 88.7 120.8	3.315	235 306 380
06.11114 06.11314 06.11214	1 1.5 2	КТЦ3-63	-	-	2	-	90.0 131.0 180.0	4.975	360 465 575
08.11114 08.11314 08.11214	1 1.5 2	КТЦ3-80	-	-	-	2	120.8 177.4 241.6	6.63	455 600 745

где _w - плотность воды при средней температуре теплоносителя (с достаточной точностью можно принять _w = 980 кг/м³); f_w - площадь сечения для прохода воды, принимаемая равной 0,00146 м² для однорядных теплообменников, 0,00219 м² - для полуторорядных и 0,00292 м² - для двухрядных; n_w- число теплообменников параллельно соединенных по теплоносителю.

В первом приближении принимают n_w =1 и расчет ведут для однорядного теплообменника. При этом необходимо учитывать, что оптимальному режиму эксплуатации воздухонагревателей соответствует диапазон скоростей 0.15 - 0.30 м/с, а допустимый диапазон составляет 0,1 – 1,0 м/с. Если вычисленное значение скорости w превышает верхний предел указанных диапазонов, то применяют полуторорядный или двухрядный теплообменник, или принимают параллельную схему соединения теплообменников по теплоносителю, увеличивая тем самым значение n_w.

5. По формуле (П.18) рассчитываем значение коэффициента теплопередачи К, Вт/(м^2.К). При этом, если расчетное значение скорости движения воды в трубках превышает 0.3 м/с, то в формулу (П.18) подставляют значение 0.3 м/с, так как дальнейшее повышение скорости не приводит к увеличению коэффициента теплопередачи [1].

К = А^.(v)^0.49w^0.13, = 16,86*(1,98)0,49*0,300,13 = 20,15 Вт/(м^2.К) (П.18)

где А = 16.86 для однорядных теплообменников, А = 16.23 для полуторорядных и А = 15.60 для двухрядных.

6. Определяем требуемую площадь поверхности нагрева F_у, м²

F_у = Q/(K^.t_ср) = 92314/(20,15*79,3) = 57,77 м². (П.19)

7. Рассчитываем число рядов теплообменников по ходу воздуха z_у

z_у^ = F_у/F_н = 57,77/37,3 = 1,55  2 (П.20)

Округляем величину z_у^ до целого значения z_у, кратного n_w. Как правило, в воздухонагревательных установках число рядов теплообменников по ходу воздуха не превышает трех.

8. Определяем запас поверхности нагрева F, %

F = 100(z_у^.F_н - F_у)/F_у  20 %. (П.21)

F = 100*(2*37,3 – 57,77)/57,77 = 29,1 %

9. Если условие (П.21) выполняется, то по графику на рис.5.5 [19] определяем аэродинамическое сопротивление воздухонагревательной установки р_н.в, Па.

Если условие (П.21) не выполняется, то применяем теплообменники с другим числом рядов трубок, либо изменяем схему соединения по теплоносителю либо применяем теплообменник с обводным каналом. Если эти процедуры не позволяют снизить запас поверхности нагрева до требуемого значения, то рассматривают вариант уменьшения расхода горячей воды через теплообменник.

Рассмотрим следующие варианты:

1. Применяем двухрядный теплообменник:

К = А^.(v)^0.49w^0.13=15,6*1,98^0,49*0,22^0,13 = 17,90 Вт/(м^2.К)

F_у = Q/(K^.t_ср) = 92314,2/(17,90*79,3) = 65,03 м².

F = 100*(74,6 – 65,03)/65,03 = 14,7 %.

2. Применяем однорядный теплообменник с обводным каналом и параллельной схемой соединения по теплоносителю

К = А^.(v)^0.49w^0.13=16,86*2,47^0,49*0,22^0,13 = 21,57 Вт/(м^2.К),

F_у = Q/(K^.t_ср) = 92314,2/(21,57*79,3) = 53,96 м²,

z_у^ = F_у/F_н = 53,96/29,6 = 1,82  2.

F = 100*(29,6*2 – 53,96)/53,96 = 9,71 %.

Таким образом, приемлемый результат получаем при установке двух однорядных теплообменников с обводным каналом (индекс 02.11114, масса 130 кг) при параллельной схеме соединения по теплоносителю.

3. В учебных целях рассмотрим вариант, когда запас поверхности нагрева превышает допустимый предел и мы уточняем расход и температуру теплоносителя.

При установке двухрядного теплообменника (вариант II) запас поверхности нагрева незначительно превысил допустимый предел. Поэтому произведем перерасчет расхода теплоносителя и определим температуру охлажденной воды на выходе их теплообменника применительно к этому случаю.

По формуле (П.18) рассчитывают коэффициент теплопередачи К, снижая скорость движения воды до нижней границы оптимальных значений w = 0,15 м/с и уточняют коэффициент теплопередачи К.

К = А^.(v)^0.49w^0.13=15,60*1,98^0,49*0,15^0,13 = 17,04 Вт/(м^2.К),

Уточняем расход теплоносителя

G_w = 3600*w*_w*f_w*n_w = 3600*0,15*980*0.00292*1 = 1545,3 кг/ч.

Определяем расчетное значение среднего температурного напора t

t = Q/K/F_н/z_у = 92314,2/17,04/74,6/1 = 72,6 ^оС.

Из формулы для среднего температурного напора определяем конечную температуру воды t_о

t_о = 2t – t_г + t_в.н + t_в.к = 2*72,6 – 95 -13,0 + 9,4 = 46,6 ^оС.

Должно выполняться условие 25 < t_о < 70 ^oC. Так как это условие выполняется, то рассматриваемый вариант также приемлем.

Расчет воздухонагревателей второго подогрева осуществляют по изложенной выше методике. Учитывается, что для теплоснабжения используется вода постоянной температуры, подаваемая по графику горячего водоснабжения. Подача воды к нагревателям второго подогрева осуществляется по отдельной от первого подогрева сети трубопроводов. Для второго подогрева рекомендуется применять воздухонагреватели с обводным воздушным клапаном.

1. Вычисляем массовую скорость движения воздуха (v), кг/(м^2.с), во фронтальном сечении воздухонагревателя

(v) = G/(3600^.f_в) = 14752/(3600*1,66) = 2,47 кг/(м^2.с),

где f_в - площадь фронтального сечения, м², принимаемая по данным табл. П.2.

2. Определяем расход горячей воды G_w, кг/ч

G_w = 3,6Q/[С_рw^.(t_г - t_о)]= 3,6*84153/(4,19*(50 – 40) = 7230,3 кг/ч,

где С_рw = 4.19 кДж/(кг^.К) - удельная теплоемкость воды.

3. Вычисляем средний арифметический температурный напор в воздухонагревателе t_ср, ^оС

t_ср = (t_г + t_о)/2 - (t_н + t_к)/2 = (50 + 60)/2 – (3,6 + 24,6)/2 = 30,9 ^оС.

4. Находим скорость движения воды в трубках воздухоподогревателя w, м/с

w = G_w/(3600^._w^.f_w^.n_w) = 7230,3/(3600*980*0,00292*1) = 0,70 м/с,

5. Рассчитываем значение коэффициента теплопередачи К, Вт/(м^2.К).

К = А^.(v)^0.49w^0.13=15,60*2,47^0,49*0,3^0,13 =19,84 Вт/(м^2.К)

6. Определяем требуемую площадь поверхности нагрева F_у, м²

F_у = Q/(K^.t_ср) = 84153/(19,84*30,9) = 137,3 м².

7. Рассчитываем число рядов теплообменников по ходу воздуха z_у

z_у^ = F_у/F_н = 137,3/59,2 = 2,31  3.

8. Определяем запас поверхности нагрева F, %

F = 100(z_у^.F_н - F_у)/F_у 100*(3*59,2 – 137,3)/137,3 = 29,4 %.

Так как условие не выполняется, рассматриваем второй вариант. Принимаем три полутора рядных теплообменника, параллельно соединенных по теплоносителю

w = G_w/(3600^._w^.f_w^.n_w) = 7230,3/(3600*980*0,00219*3) = 0,31 м/с,

К = А^.(v)^0.49w^0.13=16,23*2,47^0,49*0,30^0,13 =21,61 Вт/(м^2.К)

F_у = Q/(K^.t_ср) = 84153/(21,61*30,9) = 126,0 м². (5.19)

z_у^ = F_у/F_н = 126,0/42,4 = 2,97  3.

F = 100(z_у^.F_н - F_у)/F_у 100*(3*42,4 – 126,0)/126,0 = 0,95 %.

Расчет камеры орошения. Форсуночные камеры орошения являются тепло- и массообменными аппаратами кондиционеров и предназначены для приготовления воздуха с заданными температурой и влажностью.

Для тепловлажностной обработки воздуха могут использоваться камеры орошения ОКФ-3, ОКС-3 и оросительная система блока тепломассообмена БТМ-3, которыми в зависимости от базовых схем комплектуются центральные кондиционеры КТЦ-3. Методика расчета ВНИИкондиционера [5] применима для расчета камер орошения и блоков тепломассообмена при адиабатных и политропных процессах обработки воздуха в диапазоне температур разбрызгиваемой воды 2 ^оС  t_w.н  30 ^оС, воздуха по мокрому термометру минус 27 ^оС  t_м..н  30 ^оС и в интервалах коэффициентов орошения   1.6 для БТМ-3,   2.5 для ОКФ-3 и   3 для ОКС-3.

Камеры орошения ОКФ-3 выпускаются двухрядными в двух исполнениях, отличающихся числом форсунок в ряду стояков по ходу воздуха. Камера может работать как однорядная прямоточная - вода подается только к первому ряду форсунок по ходу воздуха, как однорядная противоточная - вода подается только ко второму ряду форсунок и как двухрядная - вода подается к двум рядам форсунок. Начинают расчет для камер орошения второго исполнения, имеющих более высокую эффективность. При этом рекомендуется проводить расчеты параллельно для трех схем подключения камеры - прямоточной, противоточной, двухрядной, если каждая из схем обеспечивает требуемое значение коэффициента эффективности. Результаты расчетов заносят в таблицу П.3. Технические данные камер ОКФ-3 приведены в таблице 5.2 [19].

Камеры ОКС-3 применяют при обработке сильно запыленного воздуха.

Решают прямую задачу при политропном процессе обработки воздуха. Исходные данные: расход воздуха в расчете на один кондиционер G_к = L_п_в/n_к; начальные (t_в.н, h_в.н) и конечные (t_в.к, h_в.к) параметры воздуха, обрабатываемого в камере орошения - точки Н и О при прямоточной СКВ и точки С и О при СКВ с первой рециркуляцией.

1. Определяют предельную температуру t_F^пр и энтальпию h_F^пр воздуха в состоянии насыщения как точку пересечения луча процесса обработки воздуха в камере с кривой насыщения  = 100 %.

t_F^пр = 12 ^оС h_F^пр = 34,0 кДж/кг.

2. Рассчитывают коэффициент адиабатной эффективности Е_а:

h_в.к - h_в.н

Е_а =  = (39,2 – 65,7)/(34,0 – 65,7) = 0,836 (П.22)

h_F^пр - h_в.н

3. При известном значении коэффициента Е_а по графикам на рис. 5.1 - 5.3 [19] определяют коэффициент орошения  и коэффициент эффективности политропного процесса Е_п для принятого типоразмера и исполнения камеры орошения.

При значениях коэффициента орошения  меньше 0.7 для камер ОКФ-3, БТМ-3 и 0.6 для камер ОКС-3 необходимо сравнить их с минимально допустимыми значениями _мин, определяемыми по формуле

g_ф.минn_ф

_мин = , (П.23)

G_к

где g_ф.мин = 460 кг/ч для форсунок ЭШФ-7/10, камера ОКФ-3 и БТМ-3; g_ф.мин = 870 кг/ч для форсунок УЦ14-10/15, камера ОКС; n_ф - количество работающих форсунок в камере орошения принимают по [5], или табл. 5.2 [19] для ОКФ-3.

Если  < _мин, то принятая камера в расчетном режиме будет работать неустойчиво и не обеспечит заданные параметры обрабатываемого воздуха. В этом случае следует уменьшить количество подключенных форсунок, изменив исполнение или число рядов стояков (подавая воду только в один ряд стояков) или тип камеры.

4. Определяют относительную разность температур воздуха по формуле

 = 0.33С_рw(1/Е_п - 1/Е_а), (П.24)

где С_рw = 4.187 кДж/(кг^.К) -удельная изобарная теплоемкость воды.

5. Начальная температура воды, поступающей в камеру орошения t_w.н:

t_w.н = t_в^пр + (h_в.к - h_в.н)/(С_рw^.). (П.25)

6. Конечная температура отепленной воды, поступающей из камеры орошения t_w.к:

t_w.к = t_w.н - (h_в.к - h_в.н)/(С_рw^.). (П.26)

7. Расход разбрызгиваемой воды G_w, кг/ч:

G_w= ^.G_к. (П.27)

8. Определяют расход воды через одну форсунку g_ф, кг/ч

g_ф = G_w/n_ф, (П.28)

9. По графику на рис. 5.4 [19] определяют давление воды перед форсунками р_ф, кПа и проверяют выполнение условий устойчивой работы форсунок - контактные аппараты кондиционеров КТЦ3 могут использоваться при давлении воды, обеспечивающем устойчивую работу форсунок от 20 до 300 кПа в ОКФ-3 и БТМ-3 и от 5 до 250 кПа в ОКС-3. Принимают к установке камеру с меньшим расходом воды и давлением воды перед форсунками. Однако следует учитывать, что это преимущество не всегда приводит к экономии энергии, так как зачастую не удается подобрать соответствующий по давлению насос.

10. Рассчитывают массовый расход холодной воды G_w.х, кг/ч

G_w.х = G_w(t_w.к - t_w.н)/(t_w.к - t_w.х), (П.29)

где t_w.х - температура холодной воды, поступающей от холодильной станции принимается равной 6 ^оС для установок с кожухотрубными испарителями и 2 ^оС для установок с испарителями кжухозмеевикового типа [6]. Значение t_w.х = 2 ^оС принимается, если требуется t_w.н < 7 ^оС.

11. Рассчитывают массовый расход рециркуляционной воды G_w.р, кг/ч

G_w.p = G_w - G_w.x . (П.30)

Таблица П.3. К расчету камеры орошения

Содержание расчетной операции	Результаты для ОКФ-3
	Однор. прот.	Двухрядная
	исполнение 1	исп. 1	исп. 2
Коэффициент орошения 	1,20	1,90	1,68
Политропный коэффициент эффективности Еп	0,50	0,565	0,540
 = 0.33Срw(1/Еп - 1/Еа)	1,334	1,508	1,524
tw.н = tвпр + (hв.к - hв.н)/(Срw.), оС	4,97	5,02	5,74
tw.к = tw.н - (hв.к - hв.н)/(Срw.), оС	10,24	8,35	9,50
Gw= .Gк , кг/ч	17703,4	28028,8	24783,4
nф	18	42	48
gф = Gw/nф , кг/ч	983,4	667,4	516,3
рф, Па	100	43	25
Gw.х = Gw(tw.к - tw.н)/(tw.к - tw.х), кг/ч	11332,4	14698,6	12424,7
w.p = Gw - Gw.x , кг/ч	6371,0	11330,2	12358,7
Нтр = 0,1рф + Н, м	18	12,3	10,5

12. Определяем требуемый напор насоса Н_тр, м.вод.ст., как сумму расчетного давления воды перед форсунками р_ф и потерь давления в трубопроводах с учетом высоты подъема воды к коллектору Н (для камер ОКФ среднее значение Н = 8 м.вод.ст.)

Н_тр = 0,1р_ф + Н. (П.31)

По каталогу фирмы Wilo подбираем насос для однорядной противоточной камеры орошения в первом исполнении WILO-N50/250, с частотой вращения ротора n = 1450 об/мин и диаметром рабочего колеса d = 230 мм.

13. Определяем аэродинамическое сопротивление камеры

р_ок = С*v_ф² , (П.32)

где С = 17 для кондиционеров КТЦ3-10 и КТЦ3-20 и С = 35 для остальных кондиционеров серии КТЦ3; v_ф – скорость во фронтальном сечении камеры орошения, м/с

v_ф = G_п/(3600*Н*А*_в) = 14752/(3600*1,250*1,652*1,2) = 1,65 м/с;

р_ок = 17*1,65² = 46,3 Па.

СКВ ДВУХСТУПЕНЧАТОГО ИСПАРИТЕЛЬНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ

Установка двухступенчатого испарительного охлаждения, схема которой представлена на рис. П.5, состоит из кондиционера и градирни. В кондиционере производится косвенное и прямое изоэнтальпийное охлаждение воздуха обслуживаемых помещений. В градирне происходит испарительное охлаждение воды, питающей поверхностный теплообменник кондиционера. С целью унификации оборудования для испарительного охлаждения воды вместо градирни можно использовать оросительные камеры типовых центральных кондиционеров. Наружный воздух поступает в кондиционер и на п6ервой ступени охлаждения – в поверхностном воздухоохладителе охлаждается при неизменном влагосодержании. Второй ступенью охлаждения является оросительная камера, работающая в режиме изоэнтальпийного охлаждения. Охлаждение воды, питающей поверхностный воздухоохладитель, производится в градирне. Вода в этом контуре циркулирует с помощью насоса. Камера орошения кондиционера оснащается байпасным каналом с воздушным клапаном или имеет регулируемый процесс, что обеспечивает регулирование параметров воздуха, направляемого в обслуживаемое помещение вентилятором.

Пример №3. Рассчитать и построить на h-d-диаграмме процессы обработки воздуха в СКВ двухступенчатого испарительного охлаждения для теплого периода года и подобрать основное оборудование:

- основной кондиционер;

- фильтровальную секцию;

- секцию «сухого» охлаждения (воздухоохладитель);

- секцию испарительного охлаждения (оросительную камеру);

- вентиляторную секцию;

- градирню.

Исходные данные:

- температура и энтальпия наружного воздуха t_н = 31,5 ^оС, h_н = 56,5 кДж/кг; - избытки явной теплоты и влаги в помещении Q_яв = 60 кВт, G_w = 35 кг/ч.

Рис. П.5. Схема СКВ двухступенчатого испарительного охлаждения

Последовательность расчета

1. Принимаем расчетные параметры внутреннего воздуха, соответствующие комфортным условиям на оптимальном уровне: t_в = 25 ^оС, _в = 60 %.

2. Определяем угловой коэффициент луча вентиляционного процесса. Для этого рассчитываем избытки полной теплоты

Q_пол = 60000 + 0,278*35*(2500 + 1,8*25) = 84763 Вт.

 = 3,6*Q_пол /G_w = 3,6*84763/35 = 8718 кДж/кг.

3. Определяем температуру наружного воздуха по мокрому термометру t_м.н = 20,2 ^оС и рассчитываем начальную температуру воды, поступающей в градирню t^г_w.н

t^г_w.н = t_м.н + (t_w.т + 0,4)/Е_w = 20,2 + (2,5 + 0,4)/0,5 = 26,0 ^оС, (П.33)

где t_w.т = 2,5 ^оС - повышение температуры воды в теплообменнике; Е_w = 0,5 - коэффициент эффективности охлаждения воды в градирне (Е_w = 0,45  0,55); 0,4 ^оС - повышение температуры воды в трубопроводах на участке между центральным кондиционером и градирней.

4. Определяем конечную температуру воды, выходящей из градирни t^г_w.к

t^г_w.к = t^г_w.н - t_w.т - 0,4 = 26,0 – 2,5 – 0,4 = 23,1 ^оС. (П.34)

5. Определяем температуру воздуха на выходе из поверхностного теплообменника (первая ступень охлаждения)

t_к = t^г_w.к + t_в = 23,1 + 3,5 = 26,6 ^оС, (П.35)

где t_в – перепад температур, принимаемый равным t_в  3 ^оС.

6. Приступаем к построению процесса на h – d – диаграмме (см. рис. П.6). Из точки Н на h – d – диаграмме проводим вниз линию d_н = const до пересечения с изотермой t_к = 26,6 ^оС и получаем точку К. Из точки К проводим изоэнтальпу до пересечения с кривой относительной влажности  = 95 % и получаем точку О, соответствующую параметрам воздуха после испарительного охлаждения в оросительной камере (вторая ступень охлаждения). Через точку В, соответствующую параметрам внутреннего воздуха проводим луч вентиляционного процесса под углом  = 8718 кДж/кг. Из точки В опускаемся вниз на 1 ^оС, получаем точку В^', через которую проводим прямую, параллельную лучу вентиляционного процесса до пересечения с прямой ОК в точке С, соответствующей параметрам смеси воздуха, прошедшего через камеру орошения и по байпасному каналу. Из точки С проводим вверх прямую d_c = const до пересечения с лучом вентиляционного процесса в точке П, соответствующей параметрам приточного воздуха. Определяем параметры приточного воздуха. Температуру воздуха, удаляемого из верхней зоны рассчитываем по заданному значению коэффициента эффективности воздухообмена К^t_L = 1,4:

t_у = t_п + (t_в – t_п)*К^t_L = 23,8 + (25,0 – 23,8)*1,4 = 25,5 ^оС. (П.36)

На пересечении изотермы t_у с лучом вентиляционного процесса получаем точку У и определяем все необходимые параметры воздуха и определяем расчетный воздухообмен

G_п = G_у = 3,6*Q_пол/(h_у – h_п) = 3,6*84763/(55,0 – 52,6) = 124439 кг/ч.

7. Определяем расход воздуха через байпасный канал

G_б = G_п*(d_c – d_o)/(d_н – d_o) = 124439*(11,3 – 12,7)/(9,7 – 12,7) = 60052 кг/ч.

8. Принимаем коэффициент орошения в градирне ^г = 0,7 и определяем энтальпию воздуха, выходящего из градирни h_к.г

h_к.г = h_н + C_pw*( t^г_w.н - t^г_w.к )*^г =

= 56,5 + 4,19*(26,0 – 23,1)*0,7 = 65,0 кДж/кг. (П.37)

9. По значению h_к.г определяем температуру воздуха, выходящего из градирни по мокрому термометру t_м.к.г = 22,8 ^оС.

10. По эмпирической формуле рассчитываем коэффициент эффективности процесса охлаждения воздуха в градирне Е_в

Е_в = 0,98*(^г)^0,18 = 0,98*0,7^0,18 = 0,919. (П.38)

11. Из соотношения, определяющего понятие коэффициента эффективности охлаждения воздуха в градирне, определяем температуру воздуха на выходе из градирни

Е_в = 1 – (t_к.г – t_м.к.г)/(t_н – t_м.н)  t_к.г = t_м.к.г +(1 - Е_в)*( t_н – t_м.н) =

22,8 + (1 – 0,919)*(31,5 – 20,3) = 23,8 ^оС. (П.39)

12. Определяем холодильную нагрузку на поверхностный теплообменник центрального кондиционера Q_хол , Вт

Q_хол = 0,278*G_п*(h_н – h_к) = 0,278*124439*(56,5 – 51,5) = 172970 Вт.

13. Определяем расход воды через теплообменник кондиционера, а следовательно и через градирню G_w, кг/ч

G_w = 3,6* Q_хол /(С_рw*t_w.т) = 3,6*172970/(4,19*2,5) = 59446 кг/ч.

Таблица П.4. Параметры воздуха в характерных точках процесса кондиционирования

Параметр воздуха	Точка на	Значение параметра
	h–d-диаграмме	t, oC	h, кДж/кг	d, г/кг	, %
Теплый период года, прямоточная СКВ
Наружный	Н	31,5	56,5	9,72	34,7
После охлаждения в ПВО	К	26,65	51,5	9,72	46,0
После охлаждения в ОК	О	19,2	51,5	12,71	95,0
Смесь	С	22,8	51,5	11,27	67,3
Приточный	П	23,8	52,6	11,27	63,4
Внутренний	В	25,0	54,3	11,47	60,0
Удаляемый	У	25,5	55,0	11,55	58,7
После градирни	Кг	23,8	65,0	16,16	91,6

Далее производится расчет и побор основного оборудования.

Центральный кондиционер подбираем по расходу приточного воздуха из условия:

L_п  1,25L_ном  L_п = G_п/1,2 = 124439/1,2 = 103700 м³/ч.

Подбираем центральный кондиционер КТЦ3-125 с номинальной производительностью 125000 м³/ч.

Фильтровальную секцию подбираем марки ФР1-3 (индекс 1221134, масса 1091 кг).

Оросительную секцию подбираем по [19, табл. 5.2] и рассчитываем на режим адиабатного увлажнения воздуха (камера орошения ОКФ-3 индекс 12.01304).

1. Определяем коэффициент эффективности испарительного (адиабатного) охлаждения воздуха в камере орошения Е_а

Е_а = 1 – (t_о – t_м.к)/(t_к – t_м.к) = 1 – (19,2 – 18,4)/(26,6 – 18,4) = 0,902. (П.40)

2. По графикам на рис. 5.1 и 5.3 [19] определяем коэффициенты орошения:

- двухрядная камера, исполнение 1 -  = 1,91;

- однорядная противоточная, исполнение 1 -  = 1,17.

3. Определяем расход воды G_w, кг/ч:

- двухрядная камера, исполнение 1 G_w = G_п* = 124439*1,91 = 237678 кг/ч;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - G_w = G_п* =124439*1,17 = 145594 кг/ч.

4. Определяем расход воды через одну форсунку g_ф , кг/ч:

- двухрядная камера, исполнение 1 - g_ф = 237678/288 = 825 кг/ч;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - g_ф = 145594/126 = 1156 кг/ч.

5. По графику рис. 5.4 [19] определяем давление воды перед форсунками р_ф , кПа:

- двухрядная камера, исполнение 1 - р_ф = 70 кПа;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - р_ф = 145 кПа.

6. Определяем требуемый напор насоса Н_тр, м. вод. ст.:

- двухрядная камера, исполнение 1 - Н_тр = 0,1*70 + 8 = 15 м. вод. ст.;

- однорядная противоточная, исполнение 1 - Н_тр = 0,1*145 +8 = 22,5 м. вод. ст.

7. По каталогам фирм-производителей насосов для систем кондиционирования воздуха подбираем циркуляционный насос. В частности, по каталогу фирмы WILO подбираем для однорядной противоточной камеры орошения насос

Wilo-DPn 100/300 – 15/4, с числом оборотов 1450 об/мин. Этот вариант более предпочтителен, по сравнению с двухрядной камерой орошения, так существенно меньше расход воды и рабочая точка достаточно точно попадает на рабочую характеристику насоса.

Воздухоохладитель рассчитаем двумя способами. Первый способ – с помощью теплотехнических и гидравлических характеристик, представленных в [1, рис. 15.41]. Для этого рассчитаем относительные перепады температур и относительный расход G*:

_в = (t_н – t_к)/(t_н – t_w.н ) = (31,5 – 26,6)/(31,5 – 23,3) = 0,598;

_w = t_w.т/(t_н – t_w.н ) = 2,5/(31,5 – 23,3) = 0,305,

G* = G/G_ном = 124439/(1,2*125000) = 0,830

где t_w.н = 23,2 ^оС – начальная температура воды, поступающей в воздухоохладитель с учетом подогрева в трубопроводах.

По графику на рис. 15.42 а) [5] определяем линию, соответствующую вычисленным значениям перепадов температур и относительного расхода – линия 5. По табл. 15.19 [5] определяем число рядов трубок по ходу воздуха – 5, т. е. два ряда двухрядных теплообменников и один однорядный, по табл. 15.18 [5] определяем схему соединения теплообменников во фронтальном сечении и по ходу воздуха, а по табл. III.8 [5] определяем, что во фронтальном сечении установлено четыре двухметровых теплообменника без обводного канала. На основе этих данных выполняем аксонометрическую схему обвязки теплообменников.

Второй способ – проведение расчета по обычной методике. Так как при испарительном охлаждении вода имеет достаточно высокую температуру, то можно использовать те же соотношения для коэффициента теплопередачи, что и при расчете воздухонагревателей.

1. Вычисляем массовую скорость движения воздуха (v), кг/(м^2.с), во фронтальном сечении воздухонагревателя

(v) = G/(3600^.f_в) = 175767/(3600*13,25) = 2,61 кг/(м^2.с),

где f_в - площадь фронтального сечения, м², принимаемая по данным табл. 5.2 [19].

2. Определяем расход воды G_w = 59446 кг/ч.

где С_рw = 4.19 кДж/(кг^.К) - удельная теплоемкость воды.

3. Вычисляем средний арифметический температурный напор в воздухоохладителе t_ср, ^оС

t_ср = (t_н + t_к)/2 - (t_w.н + t_w.к)/2 = (31,5 + 26,6)/2 – (23,3 + 25,8)/2 = 4,5 ^оС.

4. Находим скорость движения воды в трубках воздухоохладителя w, м/с

w = G_w/(3600^._w^.f_w^.n_w) = 59446/(3600*1000*0,00146*1) = 11,31 м/с.

5. Рассчитываем значение коэффициента теплопередачи К, Вт/(м^2.К).

К = А^.(v)^0.49w^0.13=16,86*2,61^0,49*0,3^0,13 =23,1 Вт/(м^2.К).

6. Определяем требуемую площадь поверхности нагрева F_у, м²

F_у = Q/(K^.t_ср) = 172970/(23,1*4,5) = 1664 м².

7. Рассчитываем число рядов теплообменников по ходу воздуха z_у

z_у^ = F_у/F_н = 1664/241,6 = 6,9  7.

8. Определяем запас поверхности нагрева F, %

F = 100(z_у^.F_н - F_у)/F_у 100*(7*241,6 – 1664)/1664 = 1,6 %.

Результаты расчета двумя способами существенно расходятся. Это объясняется малым рабочим перепадом температуры и ошибками, возникающим при использовании формулы для определения коэффициента теплопередачи, разработанной для горячей, а не холодной воды. В контрольной работе допускается произвести расчет одним способом.

Пример №4. Для центральной СКВ, рассчитанной в примерах №1 и №2, произвести расчет холодильной машины, по результатам расчета подобрать компрессор, определить требуемую поверхность теплообмена испарителя и конденсатора с водяным охлаждением. Для тех же целей подобрать чиллер с воздушным охлаждением конденсатора и допускающий работу в режиме теплового насоса. Рассмотреть возможность использования чиллера для круглогодового тепло- и холодоснабжения УКВ.

РАСЧЕТ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ ЦЕНТРАЛЬНОГО

КОНДИЦИОНЕРА

Для снабжения холодной водой аппаратов центральных УКВ, как правило, проектируют центральные холодильные станции. Холодильные станции общей производительностью до 1,8 МВт обычно проектируют на основе двух - трех поршневых или винтовых парокомпрессионных холодильных машин одинаковой производительности [13].

Холодильные станции на хладоне-12 и хладоне-22 по взрывопожарной и пожарной безопасности относятся в соответствии со СНиП [13] к категории “Д” и к выбору места их расположения предъявляются следующие требования. Отдельные холодильные машины и холодильные станции не разрешается размещать непосредственно в жилых помещениях, на лестничных площадках и под лестницами, а также в коридорах фойе и вестибюлях, в эксплуатационных выходах зданий и сооружений. Холодильные станции производительностью 350 кВт и более и отдельные машины той же производительности не разрешается размещать в подвалах и цокольных этажах зданий (кроме жилых зданий), если над перекрытием станции исключена возможность массового постоянного или временного пребывания людей.

Высоту помещения для размещения холодильных машин принимают не менее 3,6 м, считая от выступающих частей перекрытия. Проходы между щитом управления и выступающими частями машин необходимо предусматривать не менее 1,5 м, между машинами и стеной здания - не менее 0,8 м, между машинами и колоннами - не менее 1,0 м

Системы холодоснабжения от станций с холодильной нагрузкой менее 290 кВт рассчитываются на пиковую потребность в холоде и проектируются со сборными баками, но без баков-аккумуляторов [1]. Для холодильных станций с холодильной нагрузкой от 290 кВт и более в систему холодоснабжения включаются баки-аккумуляторы, позволяющие проектировать холодильную станцию не на пиковую холодильную нагрузку, а исходя из потребности в холоде в расчетные сутки.

К основному оборудованию системы холодоснабжения СКВ относят холодильную станцию (источник холода) и емкости, выполняющие одну или несколько следующих функций:

1. выравнивают работу холодильных машин при колебаниях холодильной нагрузки;

2. воспринимают изменение объема жидкости при изменении ее температуры;

3. принимают периодические стоки из аппаратуры и трубопроводов, расположенных выше этой емкости;

4. производят аккумулирование холода, позволяющее применять холодильную станцию с меньшей часовой производительностью, чем максимальная часовая производительность в холоде.

В контрольной работе производят расчет холодильной станции на пиковую потребность в холоде без применения баков-аккумуляторов.

Исходные данные для расчета холодильной установки:

- расчетная летняя нагрузка на камеры орошения кондиционеров Q_охл = 108,73 кВт;

- конечная температура разбрызгиваемой воды, выпадающей в поддон камеры орошения и далее поступающей в испаритель парокомпрессионной холодильной машины t_w.к = 10,2 ^оС;

- температура холодной воды t_w.х, ^оС, поступающей из испарителя и принимаемой для машин с кожухотрубными испарителями равной 6 ^оС (в данном примере применяется испаритель кожухозмеевикового типа и t_w.х = 2,0 ^оС;

- начальная температура воды, охлаждающей конденсатор t^к_w.н, принимается на 4 ... 6 ^оС выше температуры наружного воздуха (параметры А) по мокрому термометру t^A_м.н (t^A_м.н = 23 ^оС; t^к_w.н = 23 + 5 = 28 ^оС).

Последовательность расчета:

1. Определяют среднюю температуру воды, охлаждаемой в испарителе парокомпрессионной холодильной машины, t^и_w.ср, ^оС

t^и_w.ср = (t_w.к + t_w.х)/2 = (10,2 + 2,0)/2 = 6,1 ^оС. (П.41)

2. Определяют температуру испарения холодильного агента t_o, ^оС

t_o = (t^и_w.ср - (4 ... 6) = 6,1 – 6 = 0,1  0 ^оС. (П.42)

Должно выполняться условие: t_o  (t_w.x - 2).

3. Принимаем, что в конденсаторе охлаждающая вода нагревается на 5 ... 6^оС, тогда ее конечная температура будет равна:

t^к_w.к = t^к_w.н + (5 ... 6) = 28 + 6 = 34 ^оС. (П.43)

4. Средняя температура воды, охлаждающей конденсатор t^к_w.ср, ^оС:

t^к_w.ср = (t^к_w.н + t^к_w.к)/2 = (28 + 34)/2 = 31 ^оС. (П.44)

5. Температура конденсации холодильного агента t_к, ^оС:

t_к = t^к_w.ср + (3 ... 5) = 31 +4 = 35 ^оС. (П.45)

6. Температура переохлаждения холодильного агента t_п, ^oC:

t_п = t^к_w.н + (1 ... 2) = 28 + 2 = 30 ^оС. (П.46)

7. По данным об упругости насыщенных паров холодильных агентов (см. П.4) находим рабочее давление испарения р_о и конденсации р_к, МПа, соответственно при температуре испарения t_o и конденсации t_к. Рекомендуется проводить расчет параллельно для фреона-12 (R12) и фреона-22 (R22). При наличии данных о компрессорах, работающих на экологически чистых холодильных агентах, следует проводить расчет холодильной машины с применением этих рабочих веществ.

8. Оценивают коэффициент подачи компрессора  в стандартных и рабочих условиях по формуле:

 = _с^._Т^._пл, (П.47)

Таблица П.4. Термодинамические свойства фреонов в состоянии насыщения

t,	Фреон 12				Фреон 22
оС	р, кПа	h, кДж/кг	h, кДж/кг	v, м3/кг	р, кПа	h, кДж/кг	h, кДж/кг	v, м3/кг
0	309.1	400.00	552.06	0.055666	498.3	402.0	608.8	0.0480
1	319.3	400.95	552.51	0.05399	514.7	403.1	609.4	0.0459
2	329.8	401.90	552.95	0.05232	531.5	404.2	610.2	0.0442
3	340.6	402.85	553.40	0.05078	548.7	405.3	610.9	0.0427
4	351.6	403.80	553.84	0.04923	566.3	406.4	611.6	0.0413
5	362.9	404.75	554.28	0.04779	584.4	407.5	612.2	0.0401
6	374.5	405.70	554.71	0.04635	602.6	408.6	613.0	0.0390
7	386.3	406.66	555.15	0.04502	621.7	409.7	613.7	0.0380
8	398.4	407.62	555.59	0.04368	641.1	410.8	614.4	0.0370
9	410.8	408.58	556.02	0.04214	660.8	411.9	615.1	0.0360
10	423.5	409.54	556.45	0.04119	681.1	413.1	615.8	0.0350
20	568.9	419.22	560.69	0.03105	909.7	424.8	622.0	0.0263
22	599.4	421.18	561.51	0.02940	961.5	427.2	623.2	0.0249
24	633.3	423.14	562.33	0.02786	1015.4	429.6	624.3	0.0234
26	668.6	425.11	563.13	0.02641	1071.6	432.1	625.4	0.0222
28	705.3	427.10	563.93	0.02504	1130.0	434.7	626.5	0.0210
30	743.5	429.08	564.72	0.02376	1190.8	437.2	627.5	0.0199
32	788.2	431.08	565.49	0.02256	1253.9	439.6	628.5	0.0189
34	824.4	433.09	566.26	0.02143	1319.6	442.3	629.5	0.0179
36	867.2	435.10	567.01	0.02036	1387.6	444.9	630.5	0.0169
38	911.6	437.12	567.75	0.01935	1458.2	447.5	631.4	0.0161
40	957.7	439.16	568.48	0.01840	1531.5	450.0	632.3	0.0155

где _с - объемный коэффициент, учитывающий влияние вредного пространства:

_с = 1 - С^.[(p_к/p_o)^1/m - 1]; (П.48)

R12: _с = 1 – 0,030*[(845,8/309,1) – 1] = 0,948

R22: _с = 1 – 0,030*[(1353,6/498,3) – 1] = 0,949

С = 0,01 ... 0,02 - для крупных вертикальных компрессоров; С = 0,015 ... 0,03 - для крупных горизонтальных компрессоров; С = 0,05 ... 0,08 - для малых горизонтальных компрессоров; m = 0,9 ... 1,1 - показатель политропы; _Т коэффициент подогрева, учитывающий снижение производительности компрессора из-за теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра:

_Т  Т_о/(Т_к + x) = (t_o + 273)/(t_и + 273 + x); (П.49)

R12, R22: _Т  273/(308 + 20) = 0,832.

x = 0 для малых компрессоров; x = 20 ... 30 для крупных; _пл = 0,95 ... 0,98 - коэффициент плотности, учитывающий снижение производительности из-за утечек паров через неплотности в поршневых кольцах и клапанах.

Крупными считают компрессоры, имеющие холодопроизводительность в стандартных условиях более 50 кВт. Малые компрессоры имеют холодопроизводительность менее 10 кВт.

_пл = 0,98 – в рабочем режиме; _пл = 0,95 – в стандартном,

По формуле (П.47) определяют коэффициент подачи компрессора в стандартных условиях _ст и в рабочем режиме_раб.

R12: _раб = 0,948*0,832*0,98 = 0,773; _ст = 0,908*0,799*0,95 = 0,689.

R22: _раб = 0,949*0,832*0,98 = 0,774; _ст = 0,910*0,799*0,95 = 0,691.

Стандартным условиям соответствуют следующие значения температур: t_o = -15 ^oC; t_вс = +15 ^оС - температура всасывания паров холодильного агента; t_п = +25 ^оС; t_к = +30 ^оС.