Đề tài Thiết kế hệ thống Điều hoà không khí cho xí nghiệp lắp ráp đồ điện tử của tỉnh Hải Dương

0,8.0,79.0,7 = 0,398. Isd.Fk ; W Isd: Cường độ bức xạ mặt trời lên mặt đứng ,phụ thuộc vào hướng địa lý, W/m2 Tra bảng 3.3[Tài liệu 1-trang 108], ta có: theo hướng đông tây Isd = 569 W/m2, theo hướng Bắc Isd=122 W/m2 theo hướng Nam Isd= 0 W/m2 Fk Diện tích cửa sổ kính của toàn bộ xí nghiệp phân bố trên 3 tầng theo 4 hướng (cửa sổ kính có kích thước 1,3 x 1,6m): Tầng 1: Fđông = 8,32 m2 Ftây = 8,32 m2 Fbắc = 16,64 m2 Fnam = 16,64 m2 Tầng 2: Fđông = 12,46 m2 Ftây = 8,32 m2 Fbắc = 16,64 m2 Fnam = 16,64 m2 Tầng 3: Fđông = 12,46 m2 Ftây = 8,32 m2 Fbắc = 16,64 m2 Fnam = 16,64 m2 Riêng ở tầng 1 có cửa ra vào bằng kính 1 lớp kích thước (2,8x3,4m) nằm hướng đông: 1: Hệ số trong suốt của cửa kính . Chọn kính 1 lớp 1 = 0,81 2: Hệ số bám bẩn . Chọn cửa kính 1 lớp đặt đứng 2 = 0,8 3: Hệ số khúc xạ . Cửa kính 1 lớp khung kim loại 3 = 0,75 4: Hệ số tán xạ do che nắng.Chọn kính khuyếch tán 4 = 0,2 Vậy nên : Q6cửađi = Isd.Fk.0,81.0,8.0,75.0,2 = 0,097. Isd.Fk ; W Tra bảng 3.3[Tài liệu 1-trang 108] , ta có: Theo hướng đông tây Isd = 569 W/m2 Fk Diện tích kính cửa đi là Fk = 9,52 m2 => Q6cửađi = 0,097. 569.9,52 = 525,4 W Vậy kết quả tính toán nguồn nhiệt toả do bức xạ mặt trời qua cửa kính Q6 của cả xí nghiệp điện tử xem trong bảng dưới: Bảng 4.4 Nhiệt toả do bức xạ mặt trời qua cửa kính Q6 [W] Tầng 1 Hướng Fk[m2] Isd[W/m2] Q6[W] Đông 8,32 9,52 569 569 1884 525,4 Tây 8,32 569 1884 Bắc 16,64 122 808 Nam 16,64 0 0 5101 Tầng 2 Đông 12,46 569 2822 Tây 8,32 569 1884 Bắc 16,64 122 808 Nam 16,64 0 0 5514 Tầng 3 Đông 12,46 569 2822 Tây 8,32 569 1884 Bắc 16,64 122 808 Nam 16,64 0 0 5514 4.2.7. Nhiệt toả do bức xạ mặt trời qua kết cấu bao che Q7 Thành phần nhiệt này toả vào phòng do bức xạ mặt trời làm cho kết cấu bao che nóng lên hơn mức bình thường, ở đây chủ yếu tính cho mái. Tòa nhà này thiết kế có mái trần bằng ở tầng 3. Ở 210 vĩ bắc (Hải dương) góc cao mặt trời vào khoảng 12 giờ trưa là khoảng 910 27’ góc phương vị tương đối nằm ngang có thể tính bằng công thức gần đúng: Q7=0,055.k7.F7.s.Is , W [Công thức 3.20-TL1] Trong đó : F7: Diện tích trần nhà tầng 3: F7 = 924 m2 k7: Hệ số truyền nhiệt qua trần mái bằng , W/m2 Tra bảng 4.9 [Tài liệu 1-trang 163]. Chọn trần bê tông dày 300 mm với vữa xi măng dày 25mm, lớp bitum 797 kg/m2, trần giả bằng gỗ dầy 12mm có lớp cách nhiệt bông khoáng 50mm. Theo bảng ta có k7 = 0,508 s: Hệ số hấp thụ bức xạ mặt trời của vật liệu kết cấu bao che Tra bảng 4.10 [Tài liệu 1-trang 165] trần có lát gạch tráng men màu trắng có hệ số theo bảng là: s= 0,26 Is : Cường độ bức xạ mặt trời, W/m2 Tra bảng 3.3[Tài liệu 1-trang 108]: ta có Is=928 W/m2 Vậy nhiệt tỏa của kết cấu bao che chỉ có ở tầng 3 được tính như sau: => Q7 = 0,055. 0,508 . 924 . 0,26 . 928 = 6202W = 6,2 kW 4.2.8. Nhiệt do lọt không khí vào phòng Q8 Nhiệt hiện và ẩn do gió lọt vào: Q8=Q8h + Q8a , W Trong đó : Q8h : Nhiệt hiện do gió lọt mang vào , W Q8a : Nhiệt ẩn do gió lọt mang vào , W Các không gian điều hoà luôn luôn được làm kín để chủ động kiểm soát được lượng gió tươi cấp cho phòng nhằm tiết kiệm năng lượng nhưng vẫn có hiện tượng rò lọt không khí qua khe cửa sổ , cửa ra vào và khi mở cửa do người ra vào. Hiện tượng này xảy ra càng mạnh khi chênh lệch nhiệt độ trong nhà và ngoài trời càng lớn . Khí lạnh có xu hướng thoát ra ở phía dưới cửa và khí nóng ngoài trời lọt vào phía trên cửa Nhiệt hiện do gió lọt mang vào Q8h : Q8h = 0,39. . V.(tN – tT ) , W [Công thức 4.23a-TL1] Trong đó : tN: Nhiệt độ không khí bên ngoài , oC tT: Nhiệt độ không khí bên trong , oC : Hệ số kinh nghiệm Tra bảng 4.20 [Tài liệu1-trang177] Hệ số kinh nghiệm ξ Thể tích V, m3 < 500 500 1000 1500 2000 2500 > 3000 ξ 0,7 0,6 0,55 0,5 0,42 0,4 0,35 V: Thể tích phòng V = 3696m3 nên chọn = 0,35 Nhiệt ẩn do gió lọt mang vào Q8a Q8a = 0,84 . . V.(dN – dT ) , W [Công thức 4.23b-TL1] dN: ẩm dung của không khí bên ngoài , g/kg dT: ẩm dung của không khí bên trong , g/kg : Hệ số kinh ngiệm Tra bảng 4.20 [Tài liệu1-trang177] Ngoài ra ở tầng 1 số người ra vào nhiều, cửa đóng mở nhiều lần phải bổ sung thêm nhiệt hiện và ẩn sau: Qbsh = 1,23 . Lbs . (tN – tT) ,W Qbsâ = 3 . Lbs . (tN – tT) ,W Bảng 4.5 Nhiệt truyền do rò lọt không khí qua cửa Q8[W] Tầng V[m3] tN–tT [oC] dN–dT [g/kg] Q8h [W] Q8a [W] Q8 [W] 1 3696 0,35 6,3 7,5 3178 8149 11327 2 3696 0,35 6,3 7,5 3178 8149 11327 3 3696 0,35 6,3 7,5 3178 8149 11327 4.2.9. Nhiệt thẩm thấu qua vách Q9 Nhiệt thẩm thấu qua kết cấu bao che do chênh lệch nhiệt độ bên ngoài và bên trong nhà được tính theo biểu thức: Q9 = åki . Fi . Dti ,kW [Công thức 3.23-TL1] Trong đó : -ki : Hệ số truyền nhiệt qua kết cấu bao che thứ i , W/m2k -Fi : Diện tích bề mặt kết cấu bao che thứ i , m2 -ti : Hiệu nhiệt độ trong và ngoài nhà của kết cấu bao che thứ i , K Trong đó vách tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời t = tN – tT = 32,3 – 26 = 6,3 K a. Nhiệt thẩm thấu qua tường bao Q91 = k91.F91. t91 , W Trong đó: -F9 : Diện tích tường bao (không tính diện tích cửa kính và cửa ra vào): Tầng 1: Hướng đông F9Đ = 79,2 – 8.32 – 9.52 = 61,63 m2 Hướng tây F9T = 52,8 – 8,32 = 44,48 m2 Hướng bắc F9B = 120 – 16.64 = 103,36 m2 Hướng nam F9N = 120 – 16.64 = 103,36 m2 => F91 = 61,63 + 44,48 + 103,36 + 103,36 = 312,8 m2 Tầng 2: Hướng đông F9Đ = 79,2 – 12,48 = 66,72 m2 Hướng tây F9T = 52,8 – 8,32 = 44,48 m2 Hướng bắc F9B = 120 – 16.64 = 103,36 m2 Hướng nam F9N = 120 – 16.64 = 103,36 m2 => F91 = 66,72 + 44,48 + 103,36 + 103,36 = 317,9 m2 Tầng 3: Hướng đông F9Đ = 79,2 – 12,48 = 66,72 m2 Hướng tây F9T = 52,8 – 8,32 = 44,48 m2 Hướng bắc F9B = 120 – 16.64 = 103,36 m2 Hướng nam F9N = 120 – 16.64 = 103,36 m2 => F91 = 66,72 + 44,48 + 103,36 + 103,36 = 317,9 m2 -t91 : Hiệu nhiệt độ trong và ngoài . t91= 6,3 K - k91 : Hệ số truyền nhiệt tường bao ,W/m2k Tường bao chọn gạch xây dựng 300 mm có trát vữa Tra bảng 3.4[Tài liệu 1-trang 110] : k91 = 1,25 W/m2k b. Nhiệt thẩm thấu qua cửa đi Q92 , W Q92 = k92 . F92. t92 , W Trong đó : -F92: Diện tích cửa đi: có một cửa ra vào F92 = 9,52 m2 -t92: Hiệu nhiệt độ trong phòng và không khí ngoài t92 = 6,3 K -K92 : Hệ số truyền nhiệt cửa đi , W/m2k Chọn cửa đi bằng kính có chiều dày 300mm 1lớp Tra bảng 3.4[Tài liệu 1-trang 110] : ta có k91 = 2,84 W/m2k c. Nhiệt thẩm thấu qua cửa sổ kính Q93 , W Q93 = k93 . F93. t93 , W Trong đó : -F93: Diện tích cửa sổ kính ,m2 Tầng 1: Fđông = 8,32 m2 Ftây = 8.32 m2 Fbắc = 16,64 m2 Fnam = 16,64 m2 => F93 = 49,6 m2 Tầng 2: Fđông = 12,48 m2 Ftây = 8.32 m2 Fbắc = 16,64 m2 Fnam = 16,64 m2 => F93 = 53,76 m2 Tầng 3: Fđông = 12,48 m2 Ftây = 8.32 m2 Fbắc = 16,64 m2 Fnam = 16,64 m2 => F93 = 53,76 m2 -t93: Hiệu nhiệt độ trong phòng và không khí ngoài t93 = 6,3 K -K93: Hệ số truyền nhiệt cửa sổ kính ,W/m2k Chọn chiều dầy cửa kính sổ 5 mm 1 lớp Tra bảng 3.4 [Tài liệu 1-trang 110]: ta có k93 = 6,12 W/m2k Bảng 4.6 Nhiệt thẩm thấu qua vách Q9 Tầng F91[m2] k91[W/m2k] t91[K] Q9[W] 1 312,8 9,52 49,6 1,25 2,84 6,12 6,3 6,3 6,3 2463 170 1912 4545 2 317,9 53,76 1,25 6,12 6,3 6,3 2503 2072 4575 3 317,9 53,76 1,25 6,12 6,3 6,3 2503 2072 4575 4.2.10 Nhiệt thẩm thấu qua trần Q10 Theo công thức tính nhiệt truyền qua trần , ta có Q10 = k10.F10.t10 , W [Công thức 3.23-TL1] Trong đó : F10: Diện tích trần , m2 t10: Hiệu nhiệt độ giữa tầng trên và không khí ngoài t10 = (32,3 - 26) = 6,3 K Khi trần có không gian đệm: t10= 0,7 (tN - tT ) = 0,7 (32,3 – 26) = 4,41 K K10 : Hệ số truyền nhiệt trần , W/m2k Trang bảng 4.9 [Tài liệu 1-trang 163] Chọn trần bê tông dày 300 mm với vữa xi măng dày 25mm, lớp bitum 797 kg/m2 , trần giả bằng gỗ dầy 12mm có lớp cách nhiệt bông khoáng 50mm. Theo bảng ta có k10 = 0,508 Nhiệt thẩm thấu qua trần Q10 chỉ có ở tầng 3 như sau: Q10 = 0,508 . 924. 6,3 = 2957 W = 2,9 kW 4.2.11 Nhiệt thẩm thấu qua nền Q11 Biểu thức tính thẩm thấu nền tính theo công thức trên: Q11 = (k1.F1 + k2.F2 + k3.F3 + k4.F4) . Dt11 ,W [Công thức 3.24-TL1] Trong đó: - Hiệu nhiệt độ Dt11 = (tN - tT ) = (32,3 – 26) = 6,3 K - Hệ số truyền nhiệt k , W/m2K Áp dụng phương pháp tính theo dải nền rộng 2m tính từ ngoài vào trong phòng với hệ số truyền nhiệt quy ước thơ từng dải cụ thể: Dải 1 rộng 2m theo chu vi buồng với k1 = 0,47 W/m2K Dải 2 rộng 2m theo chu vi buồng với k2 = 0,23 W/m2K Dải 3 rộng 2m theo chu vi buồng với k3 = 0,12 W/m2K Dải 4 rộng 2m theo chu vi buồng với k4 = 0,07 W/m2K - Diện tích của nền xí nghiệp cần điều hòa: F1 = 2 . (30 + 26,4 + 4,8 + 30 + 15,2) = 212,8 m2 F2 = 2 . [(30 - 4 ) + (26,4 – 4) + (4,8 – 4) + (30 – 2) + 15,2] = 184,8 m2 F3 = 2 . [(30 - 6 ) + (19,8 – 4) + (30 – 4) + 17,2] = 166 m2 F4 = (26,4 - 12) . (37,5 - 12) = 367,2 m2 Vậy nhiệt thẩm thấu qua nền của tầng 1 là: Q11 = (0,47. 212,8 + 0,23. 184,8 + 0,12. 166 + 0,07. 367,2) . 6,3 = 1185 W = 1,2 kW 4.2.12. Nhiệt tổn thất bổ sung do gió và hướng vách Qbs Tính theo công thức: Qbs =(12%).(H- 4).Q9 + (510%).(FĐ+FT).Q9/ F , kW [Công thức 3.25-TL1] Trong đó : H : Chiều cao của toà nhà (không gian điều hoà) H = 14,4m FĐ - Diện tích bề mặt vách hướng đông của không gian điều hòa FĐ = 432 m2 FT - Diện tích bề mặt vách hướng tây của không gian điều hòa FT = 190,08 m2 F – Diện tích tổng vách bao của không gian điều hoà F = 1702,1 m2 Q9 – Nhiệt thẩm thấu qua vách Q9 = 13,5 kW Vậy : Qbs = 0,02.(14,4 - 4) . 13,5 + 0,08. (432+ 190,08). 13,5 / 1702,1 = 2,954 kW Lượng nhiệt bổ sung này chỉ bị ảnh hưởng ở tầng 2 và tầng 3:Bảng 4.7 Lượng nhiệt bổ sung: Tầng Tầng 1 Tầng 2 Tầng 3 Qbs [kW] 0 1,477 1,477 4.2.13. Kiểm tra đọng sương trên vách Hiện tượng đọng sương xảy ra khi nhiệt độ của vách nhỏ hơn nhiệt độ đọng sương của không khí. Hiện tượng đọng sương trên vách không những làm tổn thất nhiệt mà còn gây mất mỹ quan của công trình do ẩm ướt , nấm mốc gây ra và ảnh hưởng nghiêm trọng tới kết cấu xây dựng. Vì vậy để tránh hiện tượng đọng sương cần kiểm tra xem các kết cấu bao che có đảm bảo không bị đọng sương hay không và có biện pháp khắc phục. Do nhệt độ và độ ẩm của các phòng là như nhau nên kiểm tra sự đọng sương trên vách chung cho tất cả các phòng. Vì vậy để không xảy ra hiện tượng đọng sương, hệ số truyền nhiệt thực tế kT của vách phải nhỏ hơn hệ số truyền nhiệt cực đại kmax Điều kiện không đọng sương : kT kmax [Công thức 3. 26-TL1] Mùa hè : kmax = W/ m2.K [Công thức 3.27-TL1] Trong đó : - Là hệ số toả nhiệt phía ngoài nhà : = 20W/m2K nếu bề mặt ngoài tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời tT : Là giá trị nhiệt độ trong nhà tT = 260C tN : Là giá trị nhiệt độ ngoài nhà tT = 32,30C : Là nhiệt độ đọng sương bên ngoài, xác định theo tN , mùa hè nhiệt độ đọng sương được xác định theo tN , mùa hè khi không có không gian đệm Mùa hè: (tN, ) = (32,3 0C ; 69%) Từ các thống số trên dựa vào đồ thị I – d của không khí ẩm ta tìm được nhiệt độ đọng sương tương ứng là : = 27oC Khi không có không gian đệm . kmax= 20. = 16,82 W/m2k Như vậy ta thấy: ktrần = 0,508 W/m2k < kmax ktường = 1,25 W/m2k < kmax knền = 1,88 W/m2k < kmax kcửađi = 2,84W/m2k < kmax kcửasổ = 6,12 W/m2k < kmax Như vậy không xảy ra hiện tượng đọng sương. 4.2.14. Tổng Lượng nhiệt thừa là Tổng lượng nhiệt thừa của tòa nhà là: QT = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 + Q6 + Q7 + Q8 + Q9 + Q10 + Q11 + Qbs Lượng nhiệt thừa của tầng 1: QT1 = 9 + 11,08 + 15 + 5,1 + 11,3 + 4,54 + 1,2 = 57,32 [kW] Lượng nhiệt thừa của tầng 2: QT2 = 8 + 11,08 + 12,5 + 5,5 + 11,3 + 4,57 + 1,477 = 54,427 [kW] Lượng nhiệt thừa của tầng 3: QT3 = 8 + 11,08 + 12,5 + 5,5 + 6,2 + 11,3 + 4,57 + 2,9 + 1,477 = 63,527 [kW] Bảng 4.7 Tổng lượng nhiệt thừa mỗi tầng: Tầng QT[kW] 1 57,32 2 54,427 3 63,527 4.3 Tính toán lượng ẩm thừa: Ẩm thừa trong không gian điều hoà gồm các phần chính : WT=W1 + W2+ W3+ W4 , kg/h [Công thức 3.29-TL1] Trong đó : W1: Lượng ẩm do người toả ra , kg/h W2 : Lượng ẩm bay hơi từ bán thành phẩm , kg/h W3 : Lượng ẩm bay hơi từ sàn ẩm , kg/h W4: Lượng ẩm bay hơi từ thiết bị , kg/h Do hầu như không có bán thành phẩm nào mang ẩm đáng kể ,không có các thiết bị sinh hơi , lượng ẩm bay hơi từ sàn ẩm là không có ,lượng ẩm từ thiết bị là không có nên các lượng ẩm này có thể bỏ qua . Như vậy lượng ẩm thừa chỉ còn lại thành phần chính là lượng ẩm do người toả ra do đó WT = W1 Lượng ẩm do người tỏa ra W1: WT = W1 = n.qn , kg/h [Công thức 3.30-TL1] Trong đó : n: Số người trong phòng điều hoà Tầng1 : n = 120 người Tầng2 : n = 100 người Tầng3 : n = 100 người qn: Lượng ẩm mỗi người toả ra trong một đơn vị thời gian , kg/h Tra bảng 3.5 [Tài liệu 1-trang 117] Chọn trạng thái lao động nhẹ nhiệt độ phòng 26 0C có: qn = 0,115 kg/h.người Kết quả tính lượng ẩm thừa của từng tầng như sau: Tầng 1: W1 = 120 . 0,115 = 13,8 kg/h Tầng 2: W1 = 100 . 0,115 = 11,5 kg/h Tầng 2: W1 = 100 . 0,115 = 11,5 kg/h Bảng 4.7 Tổng lượng ẩm thừa mỗi tầng: Tầng QW[kg/h] 1 13,8 2 11,5 3 11,5 Chương5 TÍNH TOÁN SƠ ĐỒ ĐIỀU HOÀ KHÔNG KHÍ THEO ĐỒ THỊ I-d 5.1. Điều kiện thành lập sơ đồ điều hòa Thành lập sơ đồ điều hòa không khí là xác định các quá trình thay đổi trạng thái của không khí trên đồ thị I-d nhằm mục đích xác định các khâu cần xử lý và năng suất của nó để đạt được trạng thái không khí cần thiết trước khi cho thổi vào phòng. Sơ đồ điều hòa không khí được thành lập trên cơ sở: a) Điều kiện khí hậu địa phương nơi lắp đặt công trình: tN và ϕN. b) Yêu cầu về tiện nghi hoặc công nghệ: tT và ϕT. c) Các kết quả tính cân bằng nhiệt: QT, WT, d) Thỏa mãn điều kiện vệ sinh. Việc thành lập sơ đồ điều hoà không khí ở đây chỉ tiến hành cho mùa hè, còn các thời gian khác trong năm có nhu cầu sử dụng thấp hơn nên nếu thiết bị được chọn thích hợp cho mùa hè thì cũng đảm bảo các điều kiện tiện nghi cho các thời gian còn lại. Đối với công trình. Xí nghiệp xản xuất đồ điện tử chọn sơ đồ điều hoà không khí cấp III có độ tin cậy không cao nhưng có ưu điểm vượt trội là tiết kiệm và phù hợp với kinh tế nước ta hiện nay mà việc bố trí mặt bằng thiết bị trong không gian có sẵn cũng rất phù hợp, chọn sơ đồ điều hoà không khí tuần hoà một cấp. Sơ đồ có tuần hoàn không khí 1 cấp là sơ đồ thường được ứng dụng rộng rãi hơn cả, vì hệ thống tương đối đơn giản, đảm bảo được các yêu cầu vệ sinh, vận hành không phức tạp lại có tính kinh tế cao. So với sơ đồ tuần hoàn không khí 2 cấp sơ đồ tuần hoàn không khí 1 cấp tiêu tốn năng lượng nhiều hơn song lại đơn giản hơn trong việc lắp đặt, vận hành và chi phí đầu tư ban đầu nhỏ hơn. Ở công trình xản xuất điện tử bố trí mặt bằng thiết kế của 3 tầng như nhau nên ta chỉ cần chọn tính toán sơ đồ điều hòa không khí dành cho một tầng để chọn được 3 dàn máy cho 3 tầng như nhau. 5.2. Sơ đồ tuần hoàn không khí một cấp 5.2.1. Nguyên lý làm việc của sơ đồ tuần hoàn 1 cấp Để tận dụng nhiệt của không khí thải người ta sử dụng sơ đồ tuần hoàn 1 cấp. Trên hình dưới là sơ đồ nguyên lý hệ thống tuần hoàn 1 cấp : cửa lấy gió tươi Buồng hoà trộn H thiết bị xử lý Quạt gió Đường ống dẫn Không gian điều hoà Miệng thổi gió Cửa gió hồi Ống gió hồi Lọc bụi Quạt gió hồi Cửa thoát gió Nguyên lý làm việc: Không khí bên ngoài trời có trạng thái N(tN,ϕN) với lưu lượng LN qua cửa lấy gió có van điều chỉnh (1), được đưa vào buồng hòa trộn (3) để hòa trộn với không khí hồi có trạng thái T(tT,ϕT) với lưu lượng LT từ các miệng hồi gió (2). Hổn hợp hòa trộn có trạng thái C sẽ được đưa đến thiết bị xử lý (4), tại đây nó được xử lý theo một chương trình định sẵn đến một trạng thái O và được quạt (5) vận chuyển theo kênh gió (6) vào phòng (8) . Không khí sau khi ra khỏi miệng thổi (7) có trạng thái V vào phòng nhận nhiệt thừa QT và ẩm thừa WT và tự thay đổi trạng thái từ V đến T(tT, ϕT). Sau đó một phần không khí được thải ra ngoài và một phần lớn được quạt hồi gió (11) hút về qua các miệng hút (9) theo kênh (10) . * Kết luận: - Do có tận dụng nhiệt của không khí tái tuần hoàn nên năng suất lạnh và năng suất làm khô giảm so với sơ đồ thẳng. - Sơ đồ có tái tuần hoàn không khí nên chi phí đầu tư tăng. 5.2.2. Sơ đồ tuần hoàn không khí một cấp mùa hè Thành lập Sơ đồ điều hoà không khí tuần hoàn 1 cấp mùa hè cho tầng1: - Trước hết trên đồ thị I–d dựng điểm T và N biểu diễn các trạng thái tính toán của không khí trong nhà và ngoài trời theo các thông số tính toán đã biết: Thông số trạng thái to C I [kj/kg] d[g/kg] T(trong nhà ) 26 65 60,61 13,5 N(ngoài trời) 32,3 69 85,69 21 Lượng nhiệt thừa QT và ẩm thừa WT của tầng 1: QT = 57,32 kW WT = 13,8 kg/h = 0,0038 kg/s Hệ số tia quá trình εT εT = = = 15084 kj/kg - Từ T dựng tia εT theo góc QT/ WT cắt đường φ0 (chọn φ0 = 0,95) tại điểm V . Có thể coi 0 ≡ V nếu bỏ qua tổn thất nhiệt ở quạt và đường ống thì V ở trạng thái không khí cuối của quá trình làm lạnh. Kiểm tra điều kiện vệ sinh trạng thái không khí thổi vào điểm V phải có nhiệt độ chênh lệch so với nhiệt độ trong phòng như sau: tV - tT (710)oC theo thiết kế không khí được thổi từ trên cao xuống ta chọn tV > tT – (710)oC với tT=26oC nên tV = 18oC là thỏa mãn yêu cầu vệ sinh. Ta có điểm thổi V (tV = 16oC, φV = 95%) tra đồ thị I-d ra thông số: Thông số trạng thái to C I [kj/kg] d[g/kg] V(điểm thổi ) 18 95 50,16 12,5 - Xác định điểm hòa trộn H: Năng suất gió của hệ thống được xác định theo công thức G = QT/(IT- IV) = = 5,48 kg/s Trong đó : G = GN + GT , kg/s GN : Lưu lượng không khí bổ sung để đảm bảo điều kiện vệ sinh. Lấy GN theo tiêu chuẩn bảng 1.4[Tài liệu 1-trang 18] cho phòng làm việc cho khu lắp ráp điện tử làm việc lâu dài cần bổ sung lượng không khí tươi (30 ÷ 50) m3/h.người tức là khoảng 30m3/h.người. Ta có lưu lượng gió tươi cần thiết là : GN = 30.n./3600 kg/s Trong đó : Số người có trong phòng cần điều hoà n = 320 người Mật độ không khí = 1,2 kg/m3 Vậy : GN = 30.320.1,2/3600 = 3,2 kg/s = 11520 kg/h Kiểm tra GN = 3,2 kg/s > 10%G = 0,78 kg/s GN = 11520 kg/h > (30 ÷ 35).320 kg/h => GN = 3,2 kg/s thỏa mãn lượng không khí cần thiết cho số người trong tòa nhà đảm bảo điều kiện vệ sinh. Ta có lưu lượng gió tái tuần hoàn: GT = G - GN = 5,48 – 3 = 2,28 kg/s Từ đó ta xác định được điểm hoà trộn H IH = IT.GT/G + IN.GN/G = = 75,23 kj/kg dH = dT.GT/G + dN.GN/G = = 17,87 g/kg Ta có thông số trạng thái H: Thông số trạng thái to C I [kj/kg] d[g/kg] H(điểm hòa trộn ) 30 68 75,23 17,87 - Tính toán năng suất lạnh cần thiết: Năng suất lạnh cần thiết: QO= G.( IH - IO) = 5,48.(75,23 – 50,16) = 137,38 kW Nước ngưng tụ tại dàn lạnh: W= G.(dH - dO) = 5,2.(17,87 – 12,5) = 27,56 kg/s Lưu lượng gió yêu cầu là: L = G/ρ = 5,48/1,2 = 4,566 m3 /s = 274 m3 /ph Sơ đồ điều hòa tuần hoàn không khí 1 cấp như sau: Trên đồ thị I – d biểu diễn trạng thái không khí thổi vào quá trình thay đổi trạng thái như sau: Điểm N: Biểu diễn trạng thái không khí ngoài trời tN =32,30C,φN = 69% Điểm H: Biểu diễn trạng thái không khí sau quá trình hoà trộn giữa khôngkhí ngoài trời và không khí trong nhà tH =300C,φH = 68% Điểm V: Biểu diễn trạng thái không khí sau quá trình xử lý nhiệt ẩm và thổi vào phòng tV = 180C,φV = 95% Điểm T: Biểu diễn trạng thái không khí trong nhà là không khí thổi vào sau khi biến đổi trạng thái theo tia quá trình VT có hệ số góc εT = QT/ WT không khí trong nhà có tT = 260C,φT = 65%. Thành lập Sơ đồ điều hoà không khí tuần hoàn 1 cấp mùa hè cho tầng 2: Lượng nhiệt thừa QT và ẩm thừa WT của tầng 2: QT = 54,427 kW WT = 11,5 kg/h = 0,0032 kg/s Hệ số tia quá trình εT εT = = = 17008 kj/kg - Từ T dựng tia εT theo góc QT/ WT cắt đường φ0 (chọn φ0 = 0,95) tại điểm V . Có thể coi 0 ≡ V nếu bỏ qua tổn thất nhiệt ở quạt và đường ống thi V ở trạng thái không khí cuối của quá trình làm lạnh. Kiểm tra điều kiện vệ sinh trạng thái không khí thổi vào điểm V phải có nhiệt độ chênh lệch so với nhiệt độ trong phòng như sau: tV - tT (710)oC theo thiết kế không khí được thổi từ trên cao xuống ta chọn tV > tT – (710)oC với tT = 26oC nên tV = 18oC là thỏa mãn yêu cầu vệ sinh. Ta có điểm thổi V (tV = 16oC, φV = 95%) tra đồ thị I-d ra thông số: Thông số trạng thái to C I [kj/kg] d[g/kg] V(điểm thổi ) 18 95 50,16 12,5 - Xác định điểm hòa trộn H: Năng suất gió của hệ thống được xác định theo công thức G = QT/(IT- IV) = = 5,2 kg/s Trong đó : G = GN + GT , kg/s GN : Lưu lượng không khí bổ sung để đảm bảo điều kiện vệ sinh. Lấy GN theo tiêu chuẩn bảng 1.4[Tài liệu 1-trang 18] cho phòng làm việc cho khu lắp ráp điện tử làm việc lâu dài cần bổ sung lượng không khí tươi (30 ÷ 50) m3/h.người tức là khoảng 30m3/h.người. Ta có lưu lượng gió tươi cần thiết là : GN = 30.n./3600 kg/s Trong đó : Số người có trong phòng cần điều hoà n = 320 người Mật độ không khí = 1,2 kg/m3 Vậy : GN = 30.320.1,2/3600 = 3,2 kg/s = 11520 kg/h Kiểm tra GN = 3,2 kg/s > 10%G = 0,78 kg/s GN = 11520 kg/h > (30 ÷ 35).320 kg/h => GN = 3,2 kg/s thỏa mãn lượng không khí cần thiết cho số người trong tòa nhà đảm bảo điều kiện vệ sinh. Ta có lưu lượng gió tái tuần hoàn: GT = G - GN = 5,2 – 3,2 = 2 kg/s Từ đó ta xác định được điểm hoà trộn H IH = IT.GT/G + IN.GN/G = = 76,04 kj/kg dH = dT.GT/G + dN.GN/G = = 18,1 g/kg Ta có thông số trạng thái H: Thông số trạng thái to C I [kj/kg] d[g/kg] H(điểm hòa trộn ) 29 68 76,04 18,1 - Tính toán năng suất lạnh cần thiết: Năng suất lạnh cần thiết: QO= G.( IH - IO) = 5,2.(76,04 – 50,16) = 134,5 kW Nước ngưng tụ tại dàn lạnh: W= G.(dH - dO) = 5,2.(18,1 – 12,5) = 29,12 kg/s Lưu lượng gió yêu cầu là: L = G/ρ = 5,2/1,2 = 4,333 m3 /s = 260 m3 /ph Sơ đồ điều hòa tuần hoàn không khí 1 cấp như sau: Trên đồ thị I – d biểu diễn trạng thái không khí thổi vào quá trình thay đổi trạng thái như sau: Điểm N: Biểu diễn trạng thái không khí ngoài trời tN =32,30C,φN = 69% Điểm H: Biểu diễn trạng thái không khí sau quá trình hoà trộn giữa khôngkhí ngoài trời và không khí trong nhà tH =290C,φH = 68% Điểm V: Biểu diễn trạng thái không khí sau quá trình xử lý nhiệt ẩm và thổi vào phòng tV = 180C,φV = 95% Điểm T: Biểu diễn trạng thái không khí trong nhà là không khí thổi vào sau khi biến đổi trạng thái theo tia quá trình VT có hệ số góc εT = QT/ WT không khí trong nhà có tT = 260C,φT = 65%. Thành lập Sơ đồ điều hoà không khí tuần hoàn 1 cấp mùa hè cho tầng3: Lượng nhiệt thừa QT và ẩm thừa WT của tầng 2: QT = 63,527 kW WT = 11,5 kg/h = 0,0032 kg/s Hệ số tia quá trình εT εT = = = 19852 kj/kg - Từ T dựng tia εT theo góc QT/ WT cắt đường φ0 (chọn φ0 = 0,95) tại điểm V . Có thể coi 0 ≡ V nếu bỏ qua tổn thất nhiệt ở quạt và đường ống thi V ở trạng thái không khí cuối của quá trình làm lạnh. Kiểm tra điều kiện vệ sinh trạng thái không khí thổi vào điểm V phải có nhiệt độ chênh lệch so với nhiệt độ trong phòng như sau: tV - tT (710)oC theo thiết kế không khí được thổi từ trên cao xuống ta chọn tV > tT – (710)oC với tT=26oC nên tV = 18oC là thỏa mãn yêu cầu vệ sinh. Ta có điểm thổi V (tV = 16oC, φV = 95%) tra đồ thị I-d ra thông số: Thông số trạng thái to C I [kj/kg] d[g/kg] V(điểm thổi ) 18 95 50,16 12,5 - Xác định điểm hòa trộn H: Năng suất gió của hệ thống được xác định theo công thức G = QT/(IT- IV)= = 6,1kg/s Trong đó : G = GN + GT , kg/s GN : Lưu lượng không khí bổ sung để đảm bảo điều kiện vệ sinh.Lấy GN theo tiêu chuẩn bảng 1.4[Tài liệu 1-trang 18] cho phòng làm việc cho khu lắp ráp điện tử làm việc lâu dài cần bổ sung lượng không khí tươi (30 ÷ 50) m3/h.người tức là khoảng 30m3/h.người. Ta có lưu lượng gió tươi cần thiết là : GN = 30.n./3600 kg/s Trong đó : Số người có trong phòng cần điều hoà n = 320 người Mật độ không khí = 1,2 kg/m3 Vậy : GN = 30.320.1,2/3600 = 3,2 kg/s = 11520 kg/h Kiểm tra GN = 3,2 kg/s > 10%G = 0,78 kg/s GN = 11520 kg/h > (30 ÷ 35).320 kg/h => GN = 3,2 kg/s thỏa mãn lượng không khí cần thiết cho số người trong tòa nhà đảm bảo điều kiện vệ sinh. Ta có lưu lượng gió tái tuần hoàn: GT = G - GN = 6,1 – 3,2 = 2,9 kg/s Từ đó ta xác định được điểm hoà trộn H IH = IT.GT/G + IN.GN/G = = 73,76 kj/kg dH = dT.GT/G + dN.GN/G = = 17,43 g/kg Ta có thông số trạng thái H: Thông số trạng thái to C I [kj/kg] d[g/kg] H(điểm hòa trộn ) 30 68 73,76 17,43 - Tính toán năng suất lạnh cần thiết: Năng suất lạnh cần thiết: QO= G.( IH - IO) = 6,1.(73,76– 50,16) = 143,96 kW Nước ngưng tụ tại dàn lạnh: W= G.(dH - dO) = 6,1.(17,43 – 12,5) = 30,073 kg/s Lưu lượng gió yêu cầu là: L = G/ρ = 6,1/1,2 = 5,083 m3 /s = 305 m3 /ph Sơ đồ điều hòa tuần hoàn không khí 1 cấp như sau: Trên đồ thị I – d biểu diễn trạng thái không khí thổi vào quá trình thay đổi trạng thái như sau: Điểm N: Biểu diễn trạng thái không khí ngoài trời tN =32,30C,φN = 69% Điểm H: Biểu diễn trạng thái không khí sau quá trình hoà trộn giữa khôngkhí ngoài trời và không khí trong nhà tH =300C,φH = 68% Điểm V: Biểu diễn trạng thái không khí sau quá trình xử lý nhiệt ẩm và thổi vào phòng tV = 180C,φV = 95% Điểm T: Biểu diễn trạng thái không khí trong nhà là không khí thổi vào sau khi biến đổi trạng thái theo tia quá trình VT có hệ số góc εT = QT/ WT không khí trong nhà có tT = 260C,φsT = 65%. Bảng thông số công suất và lưu lượng gió yêu cầu của 3 tầng: Tầng Q0 [kW] L[m3/ph] 1 2 3 137,38 134,5 143,96 274 260 305 Chương 6 TÍNH CHỌN MÁY VÀ THIẾT BỊ CỦA HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA 6.1. Lựa chọn thiết bị Căn cứ đặc điểm công trình sản xuất và năng suất lạnh yêu cầu đã tính ở trên, do đó em chọn hệ thống Máy điều hòa nguyên cụm giải nhiệt bằng nước của hãng điều hoà Carrier. Máy điều hòa nguyên cụm giải nhiệt bằng nước những đặc điểm sau: Do bình ngưng giải nhiệt bằng gió không chiếm diện tích và thể tích lắp đặt lớn như dàn ngưng giải nhiệt gió nên thường được bố trí cùng với máy nén và dàn bay hơi thành một tổ hợp hoàn chỉnh. Hình 5.1 dưới đây mô tả cấu tạo của một máy điều hòa nguyên cụm giải nhiệt nước của hãng Carrier(Mỹ). Toàn bộ máy và thiết bị lạnh như máy nén, bình ngưng, dàn bay hơi và các thiết bị khác bố trí gọn vào trong một vỏ dạng tủ. Phía trên dàn bay hơi là quạt ly tâm. Do bình ngưng làm mát bằng nước nên máy thường đi kèm với tháp giải nhiệt và bơm nước. Tủ có cửa gió cấp để lắp đường ống gió phân phối và có cửa gió hồi cũng như cửa lấy gió tươi và các phin lọc trên đường ống gió. Máy có năng suất lạnh khá lớn tới 370kW và chủ yếu dùng cho điều hòa công nghệ và thương nghiệp. Đối với xí nghiệp lắp ráp điện tử có diện tích sàn 924m2 việc chọn hệ điều hòa trên là thích hợp nhất giải quyết được mọi giải pháp điều hòa cho tòa nhà. Máy điều hòa nguyên cụm giải nhiệt bằng nước có ưu điểm sau: Được sản xuất hàng loạt và lắp ráp hoàn chỉnh tại nhà máy nên có độ tin cậy, tuổi thọ và mức độ tự động cao, giá thành rẻ, máy gọn nhẹ, chỉ cần nối với hệ thống nước làm mát và hệ thống ống gió nếu cần là sẵn sàng hoạt động. Vận hành kinh tế trong điều kiện tải thay đổi . Lắp ráp nhanh chóng, không cần thợ chuyên ngành lạnh, vận hành bảo dưỡng, vận chuyển dễ dàng. Có cửa lấy gió tươi Bố trí dễ dàng cho các phân xưởng sản xuất và các nhà hàng, siêu thị, chấp nhận được độ ồn cao. Đối với xí nghiệp lắp ráp đồ điện tử có diện tích sàn khá lớn là rất phù hợp. Nguyên lý cấu tạo của máy điều hòa nguyên cụm giải nhiệt nước: 6.2. Chọn dàn máy Dựa vào bảng thông số công suất và lưu lượng gió yêu cầu của 3 tầng đã tính toán ở phần trên: Tầng Q0 [kW] L[m3/ph] 1 2 3 137,38 134,5 143,96 274 260 305 Với năng suất lạnh yêu cầu lớn nhất ở tầng 3 là Q0 = 143,96 kW tra theo catalog bảng 5.10 [Tài liệu1-trang 248] ta có thể chọn 1 tổ hợp gọn máy điều hòa gọn giải nhiệt bằng nước ký hiệu UCJ1320P với tổng công suất lạnh: Qott = 149 kW với các thông số khác: Lưu lượng gió Ltc = 360 m3/ph Nhiệt độ bầu khô gió vào tT = 300C Nhiệt độ nước ra khỏi dàn ngưng tN = 350C - Hiệu chỉnh năng suất lạnh theo nhiệt độ phòng và nhiệt độ ngoài trời Điều kiện tiêu chuẩn (tT = 300C, tN = 350C) Điều kiện vận hành (tT = 260C, tN = 32,30C) - Hiệu chỉnh theo chiều dài ống gas ở đây hệ số hiệu chỉnh bằng 1 vì chiều dài ống gas và chênh lệch nhiệt độ cao hơn giới hạn không cần hiệu chỉnh vậy Qott = 149 kW - Vậy số lượng máy điều hòa là: z = = = 0,966 bộ nên chọn z = 1 bộ phù hợp Do vậy tổng năng suất lạnh của tổ hợp gọn cho tầng 3 là:Qott = 149. 1 = 149 kW - Kiểm tra năng suất gió: Ltt = 360 m3/ph > Lyc = 305 m3/ph do vậy năng suất gió của dàn máy phù hợp với yêu cầu gió của công trình. Do năng suất lạnh yêu cầu cầu của tầng 1 và 2 nhỏ hơn và xấp xỉ với tầng 3 nên ta có thể chọn tầng 1,2 có cùng loại tổ hợp gọn máy điều hòa gọn giải nhiệt bằng nước ký hiệu UCJ1320P có tổng năng suất lạnh là Qott = 145,8 kW. Thông số dàn máy điều hòa gọn giải nhiệt gió lắp đặt cho 3 tầng: Kiểu máy Q0 [kW] tT [0C] tN[oC] L [m3/ph] UCJ1320P 149 30 35 360 Máy được chọn đã đáp ứng yêu cầu năng suất lạnh, diện tích bố trí máy trong phòng và còn đảm bảo yêu cầu về thẩm mỹ , không ảnh hưởng tới cảnh quan kiến trúc của toà nhà. Do đó cả 3 tầng ta chọn 3 máy nguyên cụm giải nhiệt bằng nước cùng một loại UCJ1320P với năng suất Qott = 149 kW. 6.3. Chọn tháp giải nhiệt Chọn tháp giải nhiệt cho bình ngưng làm mát bằng nước. Hệ thống giải nhiệt gồm có tháp giải nhiệt (Cooling tower), bơm nước giải nhiệt và hệ thống đường ống nước tuần hoàn từ bình ngưng tới tháp và ngược lại. Giới thiệu nguyên tắc cấu tạo của tháp giải nhiệt làm mát bằng nước dùng cho xí nghiệp lắp ráp đồ điện tử: Tháp giải nhiệt 1.Quạt gió; 2.Vỏ tháp; 3.Chắn bụi nước; 4.Dàn phun nước; 5.Khối đệm; 6.Cửa không khí vào; 7.Bể nước; 8. Đường nước lạnh cấp; 9. Đường nước ra khỏi bình ngưng; 10.Phin lọc nước; 11.Phễu chảy tràn; 12.Van xả đáy; 13.Bơm; 14. Áp kế; 15.Bình ngưng Tính chọn tháp giải nhiệt: Sử dụng bảng 5.15 và 5.16 [Tài liệu1-trang 260] giới thiệu thông số kỹ thuật một số tháp giải nhiệt Tân phát (Đài loan) để chọn tháp giải nhiệt cho máy làm lạnh nước Qo = 149 kW Do đặc tính điều kiện nóng ẩm ở miền bắc Việt Nam như Hải dương thường phải chọn tháp giải nhiệt có năng suất nhân với hệ số 1,3 nghĩa là Qk = 149 . 1,3 = 193,7 kW = 166823 kcal/h = 42,8 tấn lạnh Mỹ Từ các thống số (tN, ) = (32,3 0C ; 69%) dựa vào đồ thị I – d của không khí ẩm ta tìm được nhiệt độ đọng sương tương ứng là : tư = 270C - Năng suất làm mát tương ứng với lưu lượng nước là 13 lít/phút/1 tấn lạnh do vậy ta tính được lưu lượng nước cần thiết cho tháp: Vw = 42,8 . 13 = 556,4 l/ph - Chọn tháp giải nhiệt ở điều kiện tiêu chuẩn tư = 270C, nhiệt độ nước vào tháp 350C, nhiệt độ ra khỏi tháp 300C phù hợp với máy tổ hợp ở trên tra theo bảng 5.15 và 5.16 [Tài liệu1-trang 260] ta được: Vw = 630 l/ph của tháp giải nhiệt LBC-70 là tháp phù hợp và gần với giá trị lưu lượng nước 556,4 l/ph nhất. Các thông số của tháp: Kí hiệu Lưu lượng nước [l/ph] Kích thước [mm] Quạt gió Ống nối [mm] Cột áp, bơm bar Cao Đường kính Lưu lượng gió m3/ph Đường kính quạt Φmm Vào Ra Xả LBC-70 630 2012 2174 500 1170 100 100 25 2 6.4. Bố trí buồng máy Bố trí buồng máy điều hòa trên mặt bằng thiết kế như sau: Chương 7 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐƯỜNG ỐNG NƯỚC 7.1. Khái niệm chung Hệ thống đường ống dẫn nước được sử dụng trong hệ thống điều hoà ( tổ hợp ) gọn giải nhiệt nước, hệ thống đường ống nước giải nhiệt ( sử dụng cho loại máy giải nhiệt dàn ngưng bằng nước ). Nói chung, hệ thống đường ống dẫn nước bao gồm hệ thống ống, van, tê, cút, các phụ kiện khác và máy bơm nước. Hệ thống đường ống dẫn nước làm nhiệm vụ dẫn nước ngưng từ bình ngưng máy tới tháp giải nhiệt để làm mát sau đó tuần hoàn đưa trở về bình ngưng. 7.2. Tính toán thiết kế hệ thống nước giải nhiệt 7.2.1. Chọn vật liệu làm ống Hiện nay, các vật liệu thông dụng thường được sử dụng trong các hệ thống đường ống là: ống thép đen, thép tráng kẽm, ống sắt dẻo và tráng kẽm, ống đồng mềm và cứng… Tuỳ từng mục đích sử dụng mà ta chọn vật liệu làm ống cho phù hợp theo yêu cầu, vừa đảm bảo yêu kỹ thuật công trình, vừa đảm bảo mức chi phí đầu tư là nhỏ nhất. Vật liệu làm ống dẫn nước lạnh trong hệ thống điều hoà trung tâm lắp đặt cho công trình là ống thép đen. 7.2.2. Chọn tốc độ nước Tốc độ nước trong ống là một yếu tố quan trọng gây nên ảnh hưởng tới chất lượng và tuổi thọ của vật liệu làm ống. Tốc độ nước trong ống được chọn tuỳ thuộc vào từng ứng dụng cụ thể, phụ thuộc vào giờ vận hành trong năm để tránh xói mòn hoặc phụ thuộc cả vào đường kính ống. Tốc độ nước chảy trong ống không được vượt quá 4,5 m/s (để tránh gây ồn và tổn thất áp suất lớn ). Theo bảng 6.4 [ TL1-trang279 ], tốc độ nước khuyên dùng có giá trị như sau: Đầu đẩy của bơm: ω = 2,4 3,6 m/s Đầu hút của bơm: ω = 1,2 2,1 m/s Để đảm bảo yêu cầu kỹ thuật cũng như tuổi thọ của thiết bị, tốc độ nước được chọn như sau: Đầu đẩy : ω = 3 m/s Đầu hút : ω = 2 m/s 7.2.3. Các phương pháp xác đinh tổn thất áp suất trên đường ống Tổn thất áp suất của nước trên đường ống ΔP được xác định theo: Δp = Δpms + ΔPcb [Công thức 6.1-TL1] Δp : tổn thất áp suất tổng, Pa Δpms: tổn thất ma sát đường ống, Pa ΔPcb: tổn thất áp suất cục bộ, Pa 1. Xác định tổn thất áp suất theo phương pháp hệ số trở kháng , Pa [Công thức 6.2-TL1] , Pa [Công thức 6.3-TL1] l: chiều dài đoạn ống,m p: mật độ nước, kg/m3 ω : tố độ nước, m/s d: đường kính trong của ống, m λ: hệ số trở kháng ma sát ξ : hệ số trở kháng cục bộ Khi dòng chảy tầng Re 2.103 [Công thức 6.4-TL1] v : độ nhớt động học của nước, m2/s Khi dòng chảy với Re > 10000: [Công thức 6.5-TL1] 2. Xác định tổn thất áp suất theo phương pháp đồ thị Ngoài phương pháp xác định tổn thất áp suất theo hệ số trở kháng, tổn thất áp suất còn được xác định bằng đồ thị hình 3.12 [ TL2 ] Với đồ thị trên ta có thể dễ dàng tra ngay được tổn thất áp suất cho một đơn vị chiều dài ống theo tốc độ lưu động của nước, đường kính ống và lưu lượng nước. Sau khi tra được tổn thất áp suất cho một mét chiều dài ống, ta sẽ xác định được tổn thất ma sát tổng theo công thức 3.41 [ TL2 ] ΔPms = l.ΔP1 , Pa Trong đó: l: chiều dài ống, m ΔP1: tổn thất áp suất ứng với 1m chiều dài ống, Pa/m Tổn thất áp suất cục bộ ΔPcb được xác định theo ΔPcb = ltđ.ΔP1 , Pa Trong đó: ltđ : chiều dài tương đương cua nơi xảy ra tổn thất cục bộ như qua cút, van, …., m ΔP1: tổn thất áp suất ứng với 1m chiều dài ống, Pa/m 7.2.4. Xác định tổn thất áp suất của nước trên đường ống theo phương pháp đồ thị Tầng 1: Tổng chiều dài đường ống nối: l = 28,695 m Với đường kính ống nối là 100 mm, Lưu lượng nước là V = 1040 l/phút = 17,3 l/s Tra đồ thị 3.13 [ 2 ] ta có tổn thất áp suất thực ΔP1= 280 Pa/m Vậy: ΔPms = 28,695.280 = 8034,6 Pa Trên toàn bộ đường ống có 6 van cửa, 8 cút 90o, với đường kính 100 mm, tra bảng 3.31 [ 2 ] ta có: Van: có ltđ = 0,9 m Cút 90o : có ltđ = 1,3 m Vậy tổn thất áp suất cục bộ: ΔPcb = 6.0,9.280 + 8.1,3.280 = 4424 Pa Cột áp bơm của tháp giải nhiệt là 2 bar, nên trở lực của nước đi qua tháp giải nhiệt sẽ là 200 kPa Tổng tổn thất áp suất trên đường ống ΔP = 4424 + 8034,6 = 12458,6 Pa = 0,12bar = 12 mét cột nước. Tầng 2 : Tổng chiều dài đường ống nối: l = 20,085 m Với đường kính ống nối là 100 mm, Lưu lượng nước là V = 1040 l/phút = 17,3 l/s Tra đồ thị 3.13 [ 2 ] ta có tổn thất áp suất thực ΔP1= 280 Pa/m Vậy: ΔPms = 20,085.280 = 5623,8 Pa Trên toàn bộ đường ống có 6 van cửa, 8 cút 90o, với đường kính 100 mm, tra bảng 3.31 [ 2 ] ta có: Van: có ltđ = 0,9 m Cút 90o : có ltđ = 1,3 m Vậy tổn thất áp suất cục bộ: ΔPcb = 6.0,9.280 + 8.1,3.280 = 4424 Pa Cột áp bơm của tháp giải nhiệt là 2 bar, nên trở lực của nước đi qua tháp giải nhiệt sẽ là 200 kPa Tổng tổn thất áp suất trên đường ống ΔP = 4424 + 5623,8 = 10047,8 Pa = 0,10bar = 10 mét cột nước. Tầng 3 : Tổng chiều dài đường ống nối: l = 11,475 m Với đường kính ống nối là 100 mm, Lưu lượng nước là V = 1040 l/phút = 17,3 l/s Tra đồ thị 3.13 [ TL2 ] ta có tổn thất áp suất thực ΔP1= 280 Pa/m. Vậy: ΔPms = 11,475.280 = 3213 Pa Trên toàn bộ đường ống có 6 van cửa, 8 cút 90o, với đường kính 100 mm, tra bảng 3.31 [TL2] ta có: Van: có ltđ = 0,9 m Cút 90o : có ltđ = 1,3 m Vậy tổn thất áp suất cục bộ: ΔPcb = 6.0,9.280 + 8.1,3.280 = 4424 Pa Cột áp bơm của tháp giải nhiệt là 2 bar, nên trở lực của nước đi qua tháp giải nhiệt sẽ là 200 kPa Tổng tổn thất áp suất trên đường ống ΔP = 4424 + 3213 = 7637 Pa = 0,07bar = 7 mét cột nước. 7.2.5. Chọn bơm tháp giải nhiệt Bơm nước dung để vận chuyển nước giải nhiệt cho hệ thống điều hòa không khí trung tâm phải có cột áp đủ để thắng trở lực của hệ thống đường ống đã tính ở phần trên. Tầng 1 : Công suất N = V. ΔP /h Trong đó: h = 0,7% ΔP = 12458,6 Pa Vn = 1040 l/ phút => N = 1040 . 12458,6 /0,7 = 18510W = 18,5 kW Theo bảng 6.15 [TL1], chọn: Kiểu bơm: MD50-250/18,5 Công suất: 18,5 kW Cột áp bơm: Hbơm = 0,769 bar = 76,9 mét cột nước Lưu lượng nước: V = 1040 l/phút Tầng 2 : Công suất N = V. ΔP /h Trong đó: h = 0,7% ΔP = 10047,8 Pa Vn = 1040 l/ phút => N = 1040 . 10047,8 /0,7 = 14930W = 15 kW Theo bảng 6.15 [TL1], chọn: Kiểu bơm: MD65-160/15 Công suất: 15 kW Cột áp bơm: Hbơm = 0,379 bar Lưu lượng nước: V = 1040 l/phút Tầng 3 : Công suất N = V. ΔP /h Trong đó: h = 0,7% ΔP = 7637 Pa Vn = 1040 l/ phút => N = 1040 . 7637/0,7 = 7942W = 8 kW Theo bảng 6.15 [TL1], chọn: Kiểu bơm: MD50-200/9,2 Công suất: 9,2 kW Cột áp bơm: Hbơm = 0,36 bar = 36 mét cột nước Lưu lượng nước: V = 1040 l/phút Với ba bơm đã chọn ta lắp đặt trên đường hồi để đảm bảo hệ thống điều hoà không khí hoạt động đủ năng suất giải nhiệt cho hệ thống. Chương 8 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VẬN CHUYỂN VÀ PHÂN PHỐI KHÔNG KHÍ, NHẬN XÉT VỀ HỆ THỐNG ĐIỀU HOÀ KHÔNG KHÍ 8.1. Tổ chức trao đổi không khí trong phòng Hệ thống vận chuyển và phân phối không khí trong phòng bao gồm xử lý không khí, vận chuyển không khí và phân phối không khí thực chất là biện pháp tổ chức trao đổi không khí trong không gian cần điều hoà một cách hiệu quả nhất.Cụ thể là việc lựa chọn, bố trí lắp đặt hệ thống miệng thổi và hút không khí tạo nên sự luân chuyển không khí trong không gian cần điều hoà. Với đặc điểm công trình ta chọn hệ thống ống gió đi trên trần giả, miệng thổi khuếch tán và hút về tại cửa hút gió tập trung ở phòng máy. Bảng thống kê năng suất lạnh và lưu lượng gió của từng tầng Tầng 1 2 3 Qo , kW 149 149 149 L , m3/phút 360 360 360 Tuy nhiên, khi tính toán hệ thống phân phối và vận chuyển không khí ta sẽ tính theo lưu lượng gió thực của máy, do đó chúng ta phải tính toán lại lưu lượng gió cấp cho từng tầng theo lưu lượng thực tế của máy Lt = 360 m3 / phút Với lưu lượng gió tươi của từng tầng là LN = GN/r = 3,2 .60/1,2 = 160 m3/phút Vậy lưu lượng gió tái tuần hoàn thực tế: LT = Lt - LN = 360 – 160 = 200 m3/phút Vì các tầng có cùng một loại máy nên ta tính hệ thống phân phối và vận chuyển không khí cho một tầng đại diện là tầng 3. 8.2. Chọn và bố trí miệng thổi, cửa gió hồi, cửa gió cấp khí tươi 8.2.1. Yêu cầu về miệng thổi Việc lựa chọn miệng thổi, và hình thức thổi gió ta căn cứ vào chiều cao, diện tích sàn không gian điều hoà, lưu lượng không khí cần thiết và các chỉ tiêu sau: Có kết cấu đẹp, hài hoà với trang trí nội thất của công trình,dễ dàng lắp đặt và tháo dỡ khi bảo hành, bảo trì. Cấu tạo chắc chắn không gây tiếng ồn. Đảm bảo phân phối gió đều trong không gian cần điều hoà và tốc độ gió trong vùng làm việc không vượt quá giới hạn cho phép. Trở lực cục bộ nhỏ nhất. Có van điều chỉnh cho phép dễ dàng điều chỉnh lưu lượng gió. Kích thước nhỏ gọn nhẹ nhàng, được làm từ các vật liệu đảm bảo bền đẹp không gỉ và hài hoà với trần giả. Kết cấu dễ vệ sinh lau chùi khi cần thiết. Căn cứ vào đặc điểm công trình, mặt bằng trần để chọn số lượng miệng thổi, miệng hút. Sau đó lựa chọn loại miệng thổi, hút và tính toán kiểm tra các thông số yêu cầu để điều chỉnh các thô. Việc lựa chọn miệng thổi và hình thức thổi gió ta căn cứ vào chiều cao, diện tích sàn và lưu lượng không khí mà mỗi miệng thổi quét qua sàn. Diện tích sàn: Fs = 924 m2 Lưu lượng không khí mà mỗi miệng thổi quét qua mỗi m2 sàn Ls = == 0,389 m3/m2.phút = 23,37 m3/m2.h Mặt khác độ cao từ sàn đến trần giả là 4 m và diện tích của sàn gần vuông do đó: Chọn miệng thổi cho hệ thống phân phối không khí là miệng thổi khuếch tán Chọn kích thước miệng thổi a x b = 350 x 350 mm lắp vừa cửa gió hồi của máy UCJ1320P đã chọn, khí đó ta có kích thước họng miệng thổi là ( a – 90 ) x ( b – 90 ) = 260 x 260 mm Tiết diện lưu thông của miệng thổi fo = 0,8.f = 0,8.0,35.0,35 = 0,098 m2 Chọn số lượng miệng thổi và bố trí miệng thổi cho mỗi tầng ta căn cứ vào kiến trúc công trình, kiểu miệng thổi đồng thời phải thoả mãn việc phân phối không khí được đều và tốc độ gió trong vùng làm việc của phòng nhở hơn mức cho phép ta chọn N = 31 miệng thổi. Lưu lượng không khí qua mỗi miệng thổi: go = m3/phút = 0,19 m3/s Khoảng cách giữa các miệng thổi theo chiều ngang sn = 7,5 m Khoảng cách giữa các miệng thổi theo chiều dọc sn = 3,25 m Vận tốc gió qua miệng thổi vo = m/s ít gây ồn 8.2.2. Chọn cửa gió hồi Do phòng máy khá kín và đây là hệ thống điều hoà không khí cho phân xưởng sản xuất nên chúng ta chọn phương án bố trí cửa gió hồi Cửa gió hồi có lưu lượng gió hồi là: LT = 200 m3/phút = 3,33 m3/s Chọn tốc độ gió tối đa là ωh = 6 m/s chọn theo [Bảng 7.2 –TL1], tiết diện Fh = m2 Chọn cửa gió hồi hình chữ nhật có kích thước 1000 x 550mm Diện tích cửa gió hồi 0,55 m2 Tốc độ gió thực tế là: ωh = m/s 8.2.3. Chọn cửa gió tươi Do nhà máy khá kín và đây là hệ thống điều hoà không khí cho xí nghiệp lắp ráp nên chúng ta chọn phương án bố trí cửa gió tươi Lưu lượng gió ngoài trời cần phải cung cấp cho toàn bộ hệ thống điều hoà là: LN = 160 m3/phút = 2,67 m3/s Chọn tốc độ gió là ωh = 2 m/s, tiết diện cửa là: Fh = m2 Chọn cửa gió tươi hình chữ nhật có kích thước 1400 x 1000 Diện tích cửa gió tươi là: 1,4 m2 , vậy tốc độ gió qua cửa thực tế là: ωh = m/s 8.3. Tính toán thiết kế đường ống gió Yêu cầu chung để thiết kế bất kì đường ống gió nào là đường ống phải đơn giản nhất và nên đối xứng. Các miệng thổi cần bố trí sao cho đạt được sự phân bố không khí đồng đều. Hệ thống đường ống phải tránh được các kết cấu xây dựng, kiến trúc và các thiết bị. Có thể thiết kế đường ống áp suất thấp dựa theo 3 phương pháp chủ yếu: Phương pháp giảm dần tốc độ (velocity reduction). Phương pháp ma sát đồng đều (equal friction). Phương pháp phục hồi áp suất tĩnh (static regain). Phương pháp giảm dần tốc độ Được coi là phương pháp đơn giản nhất, nhưng người thiết kế cần có kinh nghiệm. Phải lựa chọn tốc độ gió ở từng đoạn ống từ miệng thổi của quạt đến đường ống chính, các ống nhánh cho tới miệng thổi khuếch tán vào phòng Phương pháp này chỉ nên sử dụng cho các hệ thống đường ống gió đơn giản. Cần bố trí thêm các van gió trên nhánh để điều chỉnh lưu lượng. Phương pháp ma sát đồng đều Là chọn tổn thất áp suất ma sát trên 1m ống Δpl cho tất cả các đoạn ống đều bằng nhau để tiến hành tính toán thiết kế đường ống gió. Phương pháp này đặc biệt thích hợp cho các hệ thống thuộc loại tốc độ thấp, được dùng phổ biến để thiết kế đường ống cấp, ống hồi và ống thải gió. Người ta không dùng phương pháp này để thiết kế hệ thống áp suất cao. Phương pháp này ưu việt hơn phương pháp giảm dần tốc độ và nó không cần phải cân bằng đối với các hệ thống đường ống đối xứng. Có thể tiến hành phương pháp ma sát đồng đều theo hai cách: Lựa chọn tiết diện điển hình hệ thống (thường chọn tiết diện đoạn ống chính ngay phía đẩy của quạt) và chọn tốc độ không khí thích hợp ứng với tiết diện đó. Từ giá trị lưu lượng đã biết kết hợp với tiết diện và tốc độ ta xác định được tổn thất áp suất ma sát cho 1m chiều dài ống, và đại lượng Δpl này dùng để tính toán tất cả các đoạn ống chính và ống nhánh khác. Lựa chọn giá trị tổn thất áp suất cho 1m ống và giữ nguyên giá trị này để tính toán cho toàn bộ các đoạn ống khác của hệ thống. Khi chọn cách này điều quan trọng là phải chọn được tổn thất áp suất hợp lý, vì nếu chọn Δpl quá lớn, đường ống sẽ gọn nhẹ nhưng độ ồn sẽ cao, quạt lớn, còn khi chọn Δpl quá bé, đường ống sẽ cồng kềnh, tốc độ gió nhỏ nhưng độ ồn nhỏ và quạt yêu cầu cột áp nhỏ. Để giải quyết vấn đề này nên chọn Δpl = ( 0,8 Pa/m. Phương pháp phục hồi áp suất tĩnh Phương pháp phục hồi áp suất tĩnh được sử dụng cho ống sấp gió, không sử dụng cho ống gió hồi. Về thực chất nội dung của phương pháp phục hồi áp suất tĩnh giống phương pháp lý thuyết, tuy nhiên ở đây người ta căn cứ vào các đồ thị để xác định tốc độ đoạn ống kế tiếp. Đặc điểm của phương pháp phục hồi áp suất tĩnh: Đảm bảo phân bố lưu lượng đều và do đó hệ thống không cần van điều chỉnh Tốc độ tuyến cuối ống thấp hơn nên đảm bảo độ ồn cho phép Khối lượng tính toán tương đối nhiều Kích thước đường ống lớn hơn các cách tính khác 8.3.1. Tính toán thiết kế đường ống gió bằng phương pháp ma sát đồng đều Lưu lượng thực tế của máy: Lt = 360 m3/phút = 6 m3/s Xí nghiệp gồm N = 31 miệng thổi Lưu lượng trung bình qua mỗi miệng thổi đã tính ở phần trên là: go = 0,19 m3/s Sơ đồ vận chuyển và phân phối không khí Từ bảng 7.1 và 7.2 [TL1] ta chọn tốc độ gió ở đoạn ống chính gần quạt gió là 10 m/s. Tiết diện ống yêu cầu: F = m2 Từ bảng 7.3 [ 1 ] chọn cỡ ống 1000 x 600 mm Tiết diện ống thực tế là: F = 0,6 m2 Tốc độ gió ở đoạn ống chính gần quạt gió là: m/s Đoạn ống từ A đến B có cỡ ống là 1000 x 600 mm Đoạn ống từ B đến C Phần trăm lưu lượng là 61 % Phần trăm tiết diện xác định từ bảng 7.11 [TL1] sẽ là 68 % Tiết diện ống từ B đến C là: 0,6.0,68 = 0,408 m2 Chọn đoạn ống từ B đến C có cỡ ống là: 1000 x 400 Tiết diện ống thực tế : 1 . 0,4 = 0,4 m2 Tốc độ gió ở đoạn ống B-C là: m2 Đoạn ống từ C đến D Phần trăm lưu lượng là 39 % Phần trăm tiết diện xác định từ bảng 7.11 [TL1] sẽ là 47 % Tiết diện ống là: 0,6.0,47= 0,282 m2 Chọn đoạn ống có cỡ ống là: 1000 x 300 mm Tiết diện ống thực tế là:1 . 0,3 = 0,3 m2 Tốc độ gió ở đoạn ống là: m/s Đoạn ống từ D đến 3 Phần trăm lưu lượng là 23 % Phần trăm tiết diện xác định từ bảng 7.11 [TL1] sẽ là 30,5 % Tiết diện đoạn ống là: 0,6.0,305 = 0,183 m2 Chọn đoạn ống có cỡ ống là: 600 x 300 mm Tiết diện ống thực tế: 0,6.0,3 = 0,18 m2 Tốc độ gió ở đoạn ống là: m/s Đoạn ống từ C đến 2 và B đến 1 cũng tương tự như đoạn D-3 Phần trăm lưu lượng là 23 % Phần trăm tiết diện xác định từ bảng 7.11 [TL1] sẽ là 30,5 % Tiết diện đoạn ống là: 0,6.0,305 = 0,183 m2 Chọn đoạn ống có cỡ ống là: 600 x 300 mm Tiết diện ống thực tế: 0,6.0,3=0,18 m2 Tốc độ gió ở đoạn ống là: m/s Bảng kết quả tính cỡ ống: Đoạn ống Cỡ ống, mm x mm Vận tốc ω, m/s A – B 1000 x 600 10 B – C 1000 x 400 9,15 C – D 1000 x 300 7,8 B – 1 600 x 300 7,67 C – 2 600 x 300 7,67 D – 3 600 x 300 7,67 8.3.2. Tính tổn thất áp suất ống gió bằng phương pháp đồ thị Tổn thất áp suất cho một mét chiều dài ống được xác định bằng cách tra đồ thị 7.24 [TL1], ta sẽ xác định tổn thất áp suất ma sát tổng theo công thức 7.3[TL1] ΔPms = l.ΔPl , Pa Trong đó: l: chiều dài ống, m ΔPl : tổn thất ma sát ứng với 1m chiều dài ống , Pa/m tổn thất áp suất cục bộ ΔPcb được xác định theo công thức 7.4 [TL 1 ] ΔPcb = ltđ.ΔPl , Pa Trong đó: ltđ : chiều dài tương đương của nơi xảy ra tổn thất cục bộ, xác định theo bảng 7.4 và 7.5 [ TL1 ] ΔPl : tổn thất ma sát ứng với 1m chiều dài ống, Pa/m Ta nhận thấy tuyến ống dài nhất là tuyến ống A-B-C-D-3 có chiều dài tương đương lớn nhất và có tổn thất áp suất lớn nhất do đó ta tiến hành tính trở kháng trên đoạn này để xác định cột áp quạt. Trên đồ thị 7.24 [ TL1 ], với lưu lượng gió 6000 lít/s tốc độ 10 m/s ta tra được ΔPl = 1,15 Pa/m, tra bảng 7.3 [TL 1] có đường kính tương đương sẽ là 840 mm. Bảng kết quả tính chiều dài tương đương: Đoạn ống Hạng mục Chiều dài, m Chiều dài tương đương, m Quạt – A Ống gió Cút 900 10 3,5 A – B Ống gió 11,6 B – C Ống gió 11,6 C – D Ống gió 11,6 Cút chữ T 3,5 D-3 Ống gió 7,5 Tổng 59,3 Tổn thất áp suất: ΔP = l.ΔPl = 59,3 . 1,15 = 68,2 ( Pa ) = 6,95 mm H20 Với trở lực tuyến ống gió A-B-C-D-3 là ΔP = 6,95 mm H20, khi ta thiết kế hệ thống vận chuyển và phân phối không khí với năng suất gió vận hành lớn nhất ở mức lưu lượng gió là 360 m3/phút thì cột áp quạt tối đa có thể đạt tới do đó ta không phải thiết kế lại hệ thống đường ống gió. Tuỳ theo mức độ cần điều chinh nhiệt độ, độ ẩm trong phòng mà ta có thể điều chỉnh các mức năng suất khác nhau sao cho phù hợp. - Áp suất làm việc cho tất cả miệng thổi: 3,8 mm H20 Vậy tổng áp suất tĩnh để chọn quạt: 6,95 + 3,8 = 10,75 mm H20 8.4. Nhận xét về hệ thống máy điều hoà (tổ hợp) gọn giải nhiệt dàn ngưng bằng nước Hệ thống máy điều hoà (tổ hợp) gọn giải nhiệt dàn ngưng bằng nước có các ưu, nhược điểm cơ bản sau: Ưu điểm: Do máy điều hoà (tổ hợp) gọn giải nhiệt dàn ngưng bằng nước chỉ cần lắp hệ thống ống gió và hệ thống nước giải nhiệt là có thể vận hành được ngay. Máy điều hoà (tổ hợp) gọn giải nhiệt dàn ngưng bằng nước được sản xuất hàng loạt và lắp ráp hoàn chỉnh tại nhà máy nên có độ tin cậy, tuổi thọ và mức độ tự động cao. Thích hợp cho các công trình như các phân xưởng sản xuất, hội trường, trung tâm thể thao… Nhược điểm Hệ thống máy được đặt trong phòng máy do đó sẽ gây ồn trong nhà chính vì vậy hệ thống máy điều hoà (tổ hợp) gọn giải nhiệt dàn ngưng bằng nước chỉ được lắp đặt ở các công trình không đòi hỏi nghiêm ngặt về tiếng ồn. Hệ thống máy điều hoà (tổ hợp) gọn giải nhiệt dàn ngưng bằng nước chỉ khác máy làm lạnh nước giải nhiệt nước ở bình bay hơi làm mát nước rồi cung cấp cho các AHU, FCU. Hệ thống có tháp và hệ thống nước giải nhiệt đó vốn đầu tư ở mức trung bình, giá thành vận hành ở mức trung bình. 8.5. Bảo dưỡng hệ thống điều hoà trung tâm Bảo dưỡng bơm làm mát tuần hoàn - Kiểm tra, vệ sinh bơm và bảng điều khiển với chu kỳ kiểm tra là 6 tháng. - Kiểm tra, siết chặt các mối cơ và điện với chu kỳ 6 tháng một lần. - Kiểm tra bộ điều khiển và khởi động của bơm.