đồ án tốt nghiệp thiết kế hệ thống điều hòa không khí dự án park vista

TỔNG QUA

Tổng quan về điều hòa không khí

Phương pháp điều hòa không khí đã xuất hiện từ thời tiền sử Các tòa nhà Ai Cập

Cổ Đại đã sử dụng nhiều loại kỹ thuật điều hòa không khí thụ động để làm mát Họ phát minh ra điều hòa bằng cách treo lau sậy lên bệ cửa sổ và phun nước vào đó. Những làn gió mang khí nóng từ ngoài vào sẽ giúp nhiệt độ giảm xuống, góp phần làm dịu không khí trong nhà, và tránh được cái khô nóng của sa mạc Những kỹ thuật này sau đó đã trở nên phổ biến từ Bán đảo Iberia đến Bắc Phi, Trung Đông và Bắc Ấn Độ. Điều hòa không khí cũng xuất hiện sớm ở thời La Mã Để làm hạ nhiệt độ trong những ngày khô nóng thì người La Mã đã xây dựng dàn ống nước bao quanh Bên cạnh đó, người Ba Tư có cách giảm nhiệt độ khác bằng cách cho xây những bể chứa để làm mát không khí.

Cuộc sống của con người dần cải thiện, nhu cầu sử dụng điều hòa không khí cũng tăng lên Các phát minh liên quan điều hòa không khí ra đời ngày càng nhiều. Tiêu biểu nhất là chiếc máy lạnh đầu tiên chạy bằng điện được tạo ra bởi nhà khoa học Willis Carrier vào năm 1902.

Hình 1.1 Willis Carrier và cỗ máy điều hòa không khí đầu tiên Đến ngày nay, hệ thống điều hòa không khí phát triển ngày càng mạnh mẽ Hệ thống điều hòa không khí được áp dụng hầu hết các lĩnh vực hiện đại trong đời sống.

Nó đã hỗ trợ đắc lực cho nhiều ngành kinh tế như: công nghiệp dệt, thuốc lá, chè, các nhà máy bột và giấy, xưởng in ấn,… và không thể thiếu trong các ngành kỹ thuật thông tin, vô tuyến điện tử, vi tính, máy tính, cơ khí, sinh học,… đảm bảo chất lượng sản phẩm. Điều hòa không khí không chỉ mang lại kết quả cao trong các ngành công nghiệp sản xuất mà còn tăng năng suất cho ngành chăn nuôi Người ta đã thí nghiệm và kết luận rằng năng suất chăn nuôi sẽ tăng lên khoảng 10 – 15% nếu ta điều chỉnh được nhiệt độ và tạo ra khí hậu thích hợp cho từng loại vật nuôi Ngoài ra, điều hòa không khí ngày càng trở nên quen thuộc đặc biệt trong các ngành y tế, văn hóa, thể dục thể thao, vui chơi giải trí và du lịch, v.v.

Theo bộ công thương, thị trường điều hòa không khí sẽ tiếp tục tăng trưởng hai con số trong các năm tới nhờ vào thu nhập tăng, lối sống thay đổi và sự ưa chuộng đổi mới công nghệ của người dùng Hiện các doanh nghiệp, các nhà sản xuất điều hòa đầu tư vào Việt Nam ngày càng nhiều Nếu như năm 2016 - 2017 được xem là “thời điểm vàng” của ngành điều hòa với tốc độ tăng trưởng tốt, với khoảng 20-30%, thì năm

2021 cũng được đánh giá là một năm đầy tiềm năng của thị trường điều hòa - khi Việt Nam hiện đang ghi nhận sự hiện diện của hơn 30 thương hiệu điều hòa Dự báo, thị trường điều hòa sẽ tiếp tục phát triển tốt và cạnh tranh cao trong thời gian tới.

Theo một số dự báo, tới năm 2050 gần 70% dân số thế giới sẽ sống trong các đô thị Vì vậy nhu cầu điều hòa, làm lạnh cũng tăng cao Theo nghiên cứu của IEA tiêu thụ điện cho lĩnh vực làm lạnh vào năm 2016 chiếm khoảng 16% sản lượng điện trên toàn thế giới, gấp hơn 3 lần so với năm 1990; con số này vào năm 2030 sẽ tăng lên tương ứng khoảng 30% vượt xa các ngành công nghiệp, dịch vụ truyền thống khác. Tính về số lượng thiết bị lạnh doanh số toàn thế giới năm 2016 xấp xỉ 1,1 tỉ bộ, năm

2030 sẽ xấp xỉ 2 tỉ bộ 12

Nhìn chung ngành điều hòa không khí vẫn đang không ngừng phát triển với rất nhiều những tính năng cũng như các dòng mẫu mã khác nhau, nhằm mục đích đáp ứng nhu cầu tiêu dùng của con người.

Tổng quan về công trình Park Vista

1.2.1 Giới thiệu chung về công trình

1 Making cities livable Siemens.com/Cities-2019

2 World Energy Outlook 2020 International Energy Agency/https://www.iea.org/reports/

 Vị trí tọa lạc: Mặt tiền Nguyễn Hữu Thọ - xã Phước Kiển – H.Nhà Bè – TP Hồ Chí Minh.

 Chủ Đầu Tư: Công ty xây dựng Đông Mê Kông

 Đơn vị phát triển dự án: Anpha Holdings

Hình 1.2 Vị trí của dự án Park Vista Căn hộ Park Vista sẽ hội tụ gần như đầy đủ các tiện ích chuẩn A của căn hộ cao cấp Điển hình như:

 Trung tâm thương mại, nhà hàng ẩm thực, cửa hàng mua sắm, siêu thị, quán café,…

 Club House với phòng gym, yoga, aerobic,…

 Khu vực nướng BBQ, phòng sinh hoạt cộng đồng.

 Hồ bơi chân mây đạt tiêu chí Olympic với diện tích lên tới 900 m 2

 Sân chơi cho trẻ em.

 Khu vườn treo Sky Garden tích hợp toàn bộ sân vườn, hồ bơi, khu thể dục thể thao,lối chạy bộ,…

Hình 1.3 Mặt bằng tổng thể Park Vista

Hình 1.4 Dự án Park Vista

 Độ cao cách mực nước biển: 4 m

Thành phố Hồ Chí Mình có nhiệt độ cao và ổn định trong năm.Khí hậu chia hai mùa rõ rệt:

 Mùa khô: TP HCM có mùa khô vào tháng 12 năm này đến tháng 4 năm sau Tháng nóng nhất là tháng 4 với nhiệt độ lớn nhất khoảng 35℃.

 Mùa mưa: Rơi và khoảng từ tháng 5 đến tháng 11.

Trong thực tế khi thiết kế các kỹ sư thường sử dụng các số liệu cụ thể và có độ chính xác cũng như có độ tin cậy cao hơn Đây là một công trình lớn và trọng điểm trong trung tâm thành phố, vì vậy các điều kiện về không khí phải tuân theo tiêu chuẩn quy định

1.2.3 Quy mô và đặc điểm chung của công trình

Dự án Park Vista xây dựng với quy mô bao gồm 2 thành phần như sau:

 Phần 1: Trung tâm thương mại gồm phần đế của các khối A, B, C và D (Tầng 1 – Tầng 4) và khối E (3 Tầng) Trong đó, tầng thượng của khối E là hồ bơi được nối liền với tầng 3 của khối B – C Cụ thể:

 Tầng hầm 1 và tầng hầm 2: Hầu hết là nơi dành chỗ đậu xe, phần nhỏ là bể nước sinh hoạt, các phòng kỹ thuật và phòng bơm PCCC.

 Tầng 1: Bao gồm khu thương mại, khu sinh hoạt cộng đồng và phòng rác tập trung.

 Tầng 2: Bao gồm khu thương mại và văn phòng cho thuê.

 Tầng 3: Bao gồm nhà hàng, Café – Bar, khu vui chơi trẻ em, nhà hàng BBQ, khu tập Gym & Yoga và khu hồ bơi.

 Tầng 4: Bao gồm khu thương mại – dịch vụ.

 Phần 2: Căn hộ: gồm 4 tòa tháp (Tòa tháp A, B, C, D)

 Từ tầng 5 lên tầng 19: Tòa tháp A và tòa tháp D (có cấu trúc giống nhau).

 Từ tầng 5 lên tầng 22: Tòa tháp B và tòa tháp C (có cấu trúc giống nhau).

Hình 1.5 Vị trí của các khối

Bảng 1.1 Bảng thống kê chi tiết phòng điều hòa từ tầng 1 đến tầng 4

Tầng Phòng Chiều cao tầng

Bảng 1.2 Căn hộ điển hình tháp A và E (5 - 19 tầng)

STT Loại căn hộ Tên căn hộ Số căn hộ Tổng diện tích trên 1 tầng (m¿¿ 2 )¿

Bảng 1.3 Căn hộ tầng điển hình tháp B và F (tầng 5- 23)

STT Loại căn hộ Tên căn hộ Số căn hộ Tổng diện tích trên 1 tầng (m¿¿ 2 )¿

Bảng 1.4 Tổng hợp số căn hộ

STT Loại căn hộ Tên căn hộ Số căn hộ Tổng diện tích trên

Hình 1.10 Mặt bằng Căn hộ

Như vậy, nhiệm vụ chính của bài ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP: Tính toán thiết kế hệ thống điều hòa không khí cho Phần đế −¿ Phần thương mại trung tâm, từ tầng 1 đến tầng 4 của dự án.

TÍNH TOÁN PHỤ TẢI LẠNH

Cơ sở lý thuyết

Theo Carrier, năng suất lạnh của 1 máy lạnh hay hệ thống lạnh chính là Phụ tải lạnh Q 0 trong không gian điều hoà Ông xác định Q 0 như sau (Tài liệu [1]):

Q 0 =Q 11 +Q 21 + Q 22 +Q 23 + Q 31 +Q 32 + Q 4 +Q N +Q 5 ( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 12) Bao gồm:

 Q 11: Nhiệt hiện bức xạ qua kính, W.

 Q 21: Nhiệt hiện truyền qua mái do bức xạ mặt trời và do chênh lệch nhiệt độ, W.

 Q 22: Nhiệt hiện truyền qua vách (Tường, Cửa ra vào và Kính cửa sổ), W.

 Q 23: Nhiệt hiện truyền qua nền, W.

 Q 31 : Nhiệt hiện tỏa ra do đèn chiếu sáng, W.

 Q 32: Nhiệt hiện tỏa ra do máy móc, W.

 Q 4: Nhiệt tỏa ra do người (Gồm nhiệt hiện Q 4 h và nhiệt ẩn Q 4 a ), W.

 Q N : Nhiệt do gió tươi mang vào (Gồm nhiệt hiện Q hN và nhiệt ẩn Q aN ), W.

 Q 5: Nhiệt hiện do gió lọt mang vào (Gồm nhiệt hiện Q 5h và nhiệt ẩn Q 5 a ), W.

Tuy nhiên ta chỉ trình bày cách tính toán cho mỗi một phụ tải lạnh thành phần (Phương pháp Carrier) của một Phòng điển hình Phòng được chọn là Phòng Thương mại 15 Tầng 1 (1F −¿ TM15).

Các không gian còn lại sẽ được tính tương tự như Phòng điển hình bằng Phần mềm Microsoft Excel 365 và đưa ra bảng tổng kết.

Lựa chọn thông số đầu vào

2.2.1 Thông số trong không gian điều hòa

Theo tài liệu [4], chọn nhiệt độ và độ ẩm tương đối của không khí trong tất cả khu vực cần điều hòa thuộc Dự án:

 Nhiệt độ của không khí trong nhà: t T = 25 ℃

 Độ ẩm tương đối của không khí trong nhà: φ T = 55%.

Từ cặp số liệu đã chọn theo tiêu chuẩn ở trên Ta sử dụng Đồ thị không khí ẩm t – d của Carrier (Tài liệu [9]) để tra các thông số còn lại:

 Enthalpy của không khí trong nhà: I T S kJ /kg

 Độ chứa hơi của không khí trong nhà: d T ,9 g hơi/kg không khí khô.

 Nhiệt độ đọng sương của không khí trong nhà: t đsT ,34 ℃

 Nhiệt độ nhiệt kế ướt của không khí trong nhà: t ưT ,68 ℃

Ta chọn thông số ngoài cho công trình Park Vista tại Thành phố Hồ Chí Minh:

 Nhiệt độ của không khí ngoài trời: t N = 34,6 ℃

 Độ ẩm tương đối của không khí ngoài trời: φ N = 72%.

Từ cặp số liệu đã chọn theo tiêu chuẩn ở trên Ta sử dụng Đồ thị không khí ẩm t – d của Carrier (Tài liệu [9]) để tra các thông số còn lại:

 Enthalpy của không khí ngoài trời: I N ,9 kJ / kg

 Độ chứa hơi của không khí ngoài trời: d N %,4 g hơi/kg không khí khô.

 Nhiệt độ đọng sương của không khí ngoài trời: t đsN (,8 ℃

 Nhiệt độ nhiệt kế ướt của không khí ngoài trời: t ưN 0℃

Tính toán phụ tải

Mục này trình bày cách tính toán từng loại phụ tải của Phòng điển hình (PhòngThương mại 15 Tầng 1: 1F – TM 15), rồi sau đó đưa ra Bảng tổng kết cho toàn bộ phần đế của dự án ứng với loại tải đó.

Hình 2.11 Mặt bằng của 1F – TM 15 Bảng 2.5 Kết cấu của 1F – TM 15 phòngTên

Cửa kính Diện tích tường (m 2 )

Không tiếp xúc bức xạ mặt trời Tiếp xúc bức xạ mặt (100mm)trời Hướng Diện tích ( m 2 )

Không tiếp xúc phòng điều hòa (100 mm)

Tiếp xúc phòng điều hòa (100mm) tôngBê

2.3.1 Nhiệt hiện bức xạ qua kính Q 11

Theo tài liệu [1], nhiệt hiện do bức xạ qua kính vào phòng:

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 13) Trong đó:

 Q ' 11 −¿ Nhiệt bức xạ tức thời lớn nhất qua kính vào phòng (W).

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 14) Với: F −¿ Diện tích bề mặt kính cửa sổ có khung thép, m 2 Nếu là khung gỗ thì diện tích bề mặt lấy bằng 0,85F

 R T −¿ Nhiệt bức xạ mặt trời qua cửa kính cơ bản vào phòng, W/m 2 Giá trị R T theo Bảng 2.7 (Tài liêu [1], ứng với vĩ độ 10 o ở Hồ Chí Minh).

 ε c −¿ Hệ số ảnh hưởng của độ cao H (m) nơi đặt cửa kính so với mực nước biển. ε c = 1 + H

 ε đs −¿ Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ chênh nhiệt độ đọng sương của không khí quan sát so với nhiệt độ đọng sương của không khí ở trên mặt nước biển là 20 o C. ε đs = 1−( t đ sN −20)

 mm −¿ Hệ số ảnh hưởng của mây mù Khi trời không mây mm = 1.

 kh −¿ Hệ số ảnh hưởng của khung cửa kính Khung kim loại lấy kh = 1,17

 m −¿ Hệ số kính, phụ thuộc vào màu sắc, loại Tham khảo tài liệu [1], chọn kính Antisun, dày 6 mm (Bảng 2.2).

Hệ số hấp thụ Hệ số phản xạ Hệ số xuyên qua Hệ số kính α k =0,51 ρ k =0,05 τ k =0,44 ε k =0,73

 r −¿ Hệ số mặt trời kể đến ảnh hưởng của kính cơ bản khi có màn che bên trong kính Ở đây ta chọn không có màn che r = 1.

Như vậy theo công thức (2.4): Q ' 11 = 1.0,8856.1.0,73.1,17.1.F R T =0,755 F R T W

Bảng 2.7 Nhiệt bức xạ mặt trời qua kính cơ bản vào phòng RT

Vĩ độ 10 Giờ mặt trời (W/m 2 )

 n t −¿ Hệ số tác dụng tức thời của bức xạ Để xác định hệ số tác dụng tức thời, ta phải xác định tổng khối lượng của các bề mặt tạo nên không gian điều hoà tính trên

1 m 2 tính theo công thức (2.5), sau đó tra Bảng 4.6 tài liệu [1] g s = G ' +0,5.G ''

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 15) Với: G’ – Khối lượng tường có mặt ngoài tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn nằm trên mặt đất, kg (Chọn kết cấu theo tài liệu [5]).

 G’’ – Khối lượng tường có mặt ngoài không tiếp xúc với bức xạ và của sàn không nằm trên mặt đất, kg (Chọn kết cấu theo tài liệu [5]).

 Fs – Diện tích sàn, m 2 (Bảng 1.1)

Bảng 2.8 Khối lượng riêng của các loại tường, sàn và trần

(m) Khối lượng riêng (kg/ m 2 ) Loại Độ dày

1 Lớp vữa xi măng trát ngoài 0,02

Lớp vữa xi măng trát ngoài 0,015

3 Lớp vữa xi măng trát trong 0,02 Lớp vữa xi măng trát trong 0,015

(m) Khối lượng riêng (kg/ m 2 ) Loại Độ dày

4 Vữa dưới 0,035 Lớp không khí 0,450

6 Lớp không khí 0,000 Tấm thạch cao 0,035

Loại Độ dày (m) Khối lượng riêng (kg/ m 2 )

Như vậy theo công thức (2.5): g s =(24,5.114)+0,5.(114.123+114.44+163.628,50+163.601,9+46.840)

Giá trị nhiệt bức xạ mặt trời lớn nhất đến bề mặt ngoài cửa kính cơ bản theo các hướng kính của tòa nhà theo tháng như sau:

Bảng 2.9 Hệ số tác động tức thời n t của bức xạ mặt trời qua cửa kính

Tên phòng Hướng Giờ mặt trời

Bảng 2.10 Lượng bức xạ mặt trời xâm nhập vào không gian điều hòa của các tháng trong các khung giờ của Phòng điển hình (W)

8h Đông 4193,19 4270,36 4407,56 4433,29 4193,19 3867,34 3704,41 Đông Bắc 3616,73 3496,92 3070,10 2433,62 1557,51 876,10 658,95 Bắc 1144,95 891,32 362,33 253,63 231,89 202,90 202,90 9h Đông 3544,26 3625,18 3803,20 3851,76 3698,01 3366,24 3317,69 Đông Bắc 2615,75 2479,63 2071,29 1491,33 822,60 319,57 319,57 Bắc 1029,00 797,12 340,59 297,11 297,11 275,37 275,37 15h Đông 148,55 148,55 148,55 148,55 148,55 137,68 137,68 Đông Bắc 103,99 103,99 103,99 103,99 103,99 96,38 96,38 Bắc 1029,00 797,12 340,59 297,11 297,11 275,37 275,37 16h Đông 88,77 88,77 88,77 88,77 81,16 71,02 71,02 Đông Bắc 84,54 84,54 84,54 84,54 77,30 67,63 67,63 Bắc 1144,95 891,32 362,33 253,63 231,89 202,90 202,90 Giá trị lớn nhất vào lúc 8h sáng của một ngày bất kì trong tháng 6: Q 11 54,86 W

Các phòng còn lại sẽ được tính tương và tổng tất cả lại ta sẽ được Bảng 2.11

Bảng 2.11 Phụ tải lạnh bức xạ mặt trời truyền qua kính của phần đế của dự án (W)

Giá trị lớn nhất sẽ đạt được vào lúc 15h của một ngày bất kì trong tháng 12:

2.3.2 Nhiệt hiện truyền qua mái bằng bức xạ và do ∆ t : Q 21

Theo tài liệu [1], nhiệt hiện truyền qua mái tính theo công thức:

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation ¿ ARABIC ¿ 16) Trong đó:

 Hiệu nhiệt độ tương đương: Δt tđ =( t N −t T ) + ε s α R N

 Nhiệt bức xạ mặt trời đến bên trên bề mặt mái mái (Theo tài [1], Bảng 2.8)

Bảng 2.12 Nhiệt bức xạ mặt trời qua kính cơ bản vào phòng theo phương ngang R

 ε s :Hệ số hấp thụ bức xạ mặt trời của các bề mặt kết cấu bao che Theo tài liệu [1] đối với kết cấu mái như Bảng 2.13 thì ε s =0,26.

 tN = 34,6 o C: Nhiệt độ của gió tươi bên ngoài (Mục 2.2.2).

 tT = 25 o C: Nhiệt độ không khí trong không gian điều hoà (Mục 2.2.1).

 k21: Hệ số truyền nhiệt qua mái W/m 2 K. k 21 = 1 1 α N + ∑ λ i

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 18) Với : − α N: Hệ số tỏa nhiệt bên ngoài mái (W/m 2 K).

 α T: Hệ số tỏa nhiệt bên trong mái (W/ m 2 K) Theo tài liệu [5], ta có Bảng 2.10

 δ i: Bề dày lớp vật liệu thứ i, (m).

 λ i: Hệ số dẫn nhiệt của lớp vật liệu i (W/mK) Theo tài liệu [5], ta có Bảng 2.13

Bảng 2.13 Hệ số dẫn nhiệt qua mái

Bảng 2.14 Hệ số tỏa nhiệt qua mái

Tiếp xúc nơi không điều hòa

Như vậy theo công thức (2.8): k 21 = 1

Do phòng 1F – TM 15 không có mái, vì vậy nhiệt hiện bức xạ qua mái bằng:

Các phòng còn lại sẽ được tính tương tự và tổng tất cả các giá trị lại ta có Bảng 2.11: Bảng 2.15 Tổng phụ tải lạnh truyền qua mái của phần đế của dự án (W)

Tháng Phụ tải lạnh truyền qua mái (W)

Giá trị lớn nhất vào lúc 9h hoặc 15h của một ngày bất kì trong tháng 4 hoặc tháng 8:

2.3.3 Tổng nhiệt hiện bức xạ qua mái và kính Q 21 + Q 11

Vì lượng nhiệt bức xạ qua mái và kính đều biến thiên theo thời gian nên ta sẽ tổng hai giá trị phụ tải này và tìm giá trị lớn nhất Đối với phòng điển hình không có mái nên tổng nhiệt bức xạ qua mái lớn nhất của phòng điển hình sẽ là:

Q 11+21 =Q 21 +Q 11 54,86W Các phòng còn lại được tính tương tự như trên và được thống kê như bảng 2.12:

Bảng 2.16 Tổng nhiệt hiện bức xạ qua mái và kính lớn nhất theo từng phòng

Tầng Tên phòng Q 11 (W ) Q 21 (W ) Tổng (W) Tháng Giờ

Tầng Tên phòng Q 11(W) Q 21(W) Tổng (W) Tháng Giờ

Gym & Yoga 17462,99 572,33 18035,33 Tháng 12 15 Nhà hàng 01 12932,97 564,01 13496,98 Tháng 5 và 7 16

4F – TMDV 12 1560,05 0,00 1560,05 Tháng 12 9 Đối với phần đế của dự án, ta cộng tổng giá trị của các phòng đã tính lại theo từng giờ của mỗi tháng và được Bảng 2.17:

Bảng 2.17 Tổng phụ tải lạnh bức xạ qua mái và kính của phần đế dự án

Giá trị lớn nhất đạt vào thời điểm 15h vào một ngày bất kì của tháng 12:

 Nhiệt bức xạ qua kính vào thời điểm này: ∑ Q 11 )7249,94 W.

 Nhiệt bức xạ qua mái vào thời điểm này: ∑ Q 21 =¿6885,71 W ¿ Đây là giá trị lớn nhất dùng để tính tổng phụ tải lạnh và lựa chọn Chiller của toàn bộ công trình Park Vista.

2.3.4 Nhiệt hiện truyền qua vách Q 22

Theo tài liệu [1], nhiệt truyền qua vách được tính theo công thức:

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation ¿ ARABIC ¿ 1 9) Trong đó:

 k22x: Hệ số truyền nhiệt tương ứng của tường, cửa, kính, W/m 2 K. k 22 x = 1 α 1 N + ∑ λ i

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation ¿ ARABIC ¿ 110) Trong đó: α N , α T : Lần lượt là hệ số tỏa nhiệt trong và ngoài nhà, W/m 2 K (Theo tài liệu [5]).

 δ i : Bề dày lớp vật liệu thứ i, m (Theo tài liệu [7])

 λ i: Hệ số dẫn nhiệt của lớp vật liệu thứ i, W/mK (Theo tài liệu [5]).

 R i: Hệ số nhiệt trở của không khí, W/m 2 K (Theo tài liệu [5])

 Δt : Hiệu nhiệt độ giữa không gian điều hòa và không gian không điều hòa, o C.

 Với bề mặt ngoài tiếp xúc với bức xạ ∆ T =t N − t T = 34,6 – 25 = 9,6 o C

 Với bề mặt ngoài ngoài tiếp xúc phòng không điều hòa ∆ T =0,5 ( t N −t T ) =4,8 ℃

 F22x: Diện tích của tường, cửa, kính, m 2

2.3.4.1 Nhiệt truyền qua vách tường Q 22t Đối với nhiệt truyền qua tường ta sẽ có công thức: Q 22 t = k 22t F 22t Δt ,W

 k22k :Hệ số truyền nhiệt tương ứng của vách theo công thức (2.10), W/m 2 K

 Với: α N và α T được trình bày trong Bảng 2.14, W/m 2 K.

Bảng 2.18 Hệ số tỏa nhiệt qua tường

(W/ m 2 K ) Tiếp xúc bức xạ (W/ m 2 K ) Tiếp xúc nơi không điều hò (W/ m 2 K )

 Bề dày δ i và hệ số dẫn nhiệt λ i được trình bày trong Bảng 2.15

Bảng 2.19 Hệ số dẫn nhiệt qua tường

1 Lớp vữa xi măng trát ngoài 0,02 0,93 Lớp vữa xi măng trát ngoài 0,015 0,93

3 Lớp vữa xi măng trát trong 0,02 0,93 Lớp vữa xi măng trát trong 0,015 0,93

Vì tòa nhà thương mại có tường 100 mm tiếp xúc với phòng không điều hòa và tiếp xúc với bức xạ nên ta có:

Bảng 2.20 Hệ số truyền nhiệt qua tường

 t ứng với cả 2 trường hợp cho phòng điển hình, o C

 Vách ngoài tiếp xúc với bức xạ: 24,5 m 2

 Vách ngoài tiếp xúc phòng không điều hòa 123 m 2

2.3.4.2 Tính nhiệt truyền qua cửa sổ Q 22 k

Nhiệt truyền qua kính cửa sổ được xác định theo: Q 22k =k 22k F 22 k ∆ t ,W

 Hệ số truyền nhiệt qua cửa kính k22k được trình bày trong Bảng 2.17

Bảng 2.21 Hệ số truyền nhiệt qua kính cửa sổ

Hệ số tỏa nhiệt đối lưu

 t phòng không sửa dụng cửa sổ nên không xác định, o C.

 F22k = 0 m 2 do phòng điển hình không sử dụng cửa sổ.

2.3.4.3 Tính nhiệt truyền qua cửa ra vào Q 22 c

Nhiệt truyền qua tường được xác định theo công thức sau: Q 22c = k 22c F 22c Δt, W

Trong đó: t ứng với cả hai trường hợp, o C

 F22c được trình bày trong bảng 2.18 dựa trên bảng 2.1, m 2

Bảng 2.22 Diện tích cửa ra vào

 k22c được trình bày trong bảng 2.19 W/m 2 K

Bảng 2.23 Hệ số truyền nhiệt qua cửa ra vào

Hệ số tỏa nhiệt đối lưu

2.3.4.4 Tổng nhiệt truyền qua vách

Tổng nhiệt truyền qua vách của phòng điển hình theo công thức (2.9):

Các phòng còn lại sẽ được tính tương tự như trên và ta sẽ được Bảng 2.24

Bảng 2.24 Phụ tải lạnh truyền qua vách của phần đế của dự án

Tổng phụ tải lạnh truyền qua vách của phần đế của dự án: ∑ Q 22 = ¿ 232369,71 W

2.3.5 Nhiệt hiện truyền qua nền Q 23

Theo tài liệu [1], nhiệt truyền qua nền của phòng theo công thức:

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 111) Trong đó:

 F 23 3 m 2 − ¿ Diện tích sàn (Bảng 2.1 Với trần tiếp xúc phòng không điều hòa)

 Δt 23 = 4,8℃ −¿Hiệu nhiệt độ bên ngoài và bên trong (Mục 2.3.4, tiếp xúc phòng không điều hòa)

 k 23 −¿ Hệ số truyền nhiệt qua sàn hoặc nền tính tương tự như mục 2.3.4, W/ m 2 K

 α N =5,882 W / m 2 K (Theo tài liệu [5], Đối với tiếp xúc phòng không điều hòa).

 δ i(m), λ i(W/mK) được trình bày trong Bảng 2.21

Bảng 2.25 Hệ số dẫn nhiệt qua trần

STT Loại Độ dày (m) Hệ số dẫn nhiệt

Như vậy theo công thức (2.11): Q 23 =0,79.163 4,8= 618,91 W

Các phòng còn lại được tính tương tự như trên và ta sẽ có Bảng 2.26.

Bảng 2.26 Tổng phụ tải lạnh truyền qua nền

Tầng Tên Phòng Q 23 (W) Tầng Tên Phòng Q 23 (W)

Tầng Tên Phòng Q 23(W) Tầng Tên Phòng Q 23(W)

Và đạt được giá trị: ∑ Q 23 =¿ 33337,41 W ¿

2.3.6 Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng Q 31

Theo tài liệu [1], nhiệt toả ra do thiết bị chiếu sáng được tính:

Q 31 = n t n đ Q , W ( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation ¿ ARABIC ¿ 112) Trong đó:

 n t : Hệ số tác dụng tức thời do đèn chiếu sáng Với thời gian điều hòa là 12h tra tài liệu [7] phụ thuộc vào mật độ khối lượng của phòng ta có Bảng 2.27

Bảng 2.27 Hệ số tác động tức thời do đèn chiếu sáng

Thời gian hoạt động đèn chiếu sáng

Do phòng 1F – TM 15 luôn sử dụng đèn với gs > 700 kg/m 2 sàn ta có n t =0,92.

 Nếu sử dụng đèn huỳnh quang thì nhiệt do đèn chiếu sáng tính như sau:

Q =∑1,25.N = 1,25.LPD.f s,(W) (STYLEREF1¿2.SEQ Equation¿ARABIC¿113)

 LPD: Mật độ chiếu sáng, (W/m 2 sàn) Theo tài liệu [7], đối với tòa nhà thương mại LPD = 16,0 W/m 2 sàn Các tòa nhà khác theo Bảng 2.28.

Bảng 2.28 Mật độ chiếu sáng

Do đó theo công thức (2.13): Q =1,25.16.163 = 3260 m 2.

 n đ : Hệ số tác động đồng thời, dùng cho tòa nhà và các không gian điều hòa không khí lớn Theo tài liệu [1] nên n đ =1.

Như vậy theo công thức (2.12): Q 31 = 0,92.1.3260 = 2999,2 W.

Các phòng còn lại sẽ được tính tương tự như trên và ta sẽ được Bảng 2.25

Bảng 2.29 Tổng phụ tải lạnh do đèn chiếu sáng

Tầng Tên Phòng Q 31 (W ) Tầng Tên Phòng Q 31 (W )

Và đạt được giá trị: ∑ Q 31 4993,11 W

2.3.7 Nhiệt tỏa do máy móc Q 32

Theo tài liệu [1], nhiệt toả ra do máy móc được tính:

Q 32 = n t n đ Q ' 32 , W ( STYLEREF 1 ¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 114) Trong đó:

 Q ' 32 : Nhiệt tỏa ra sơ bộ do máy móc (Theo tài liệu [1])

 EPD: Mật độ thiết bị điện, (W/m 2 sàn) Theo tải liệu [7], ứng với từng chức năng của mỗi phòng mà ta có Bảng 2.26.

Bảng 2.30 Mật độ thiết bị điện

Do đó theo công thức (2.15): Q ' 32 = 20.163 = 3260 m2.

 n t : Hệ số tác dụng tức thời do máy móc Với thời gian điều hòa là 12h tra tài liệu [7] phụ thuộc vào mật độ khối lượng của phòng (Bảng 2.31).

Bảng 2.31 Hệ số tác động tức thời do máy móc

Thời gian hoạt động máy móc

Do phòng điển hình luôn sử dụng máy móc với gs > 700 kg/m 2 sàn ta có n t =0,90.

 n đ : Hệ số tác động đồng thời, dùng cho tòa nhà và các không gian điều hòa không khí lớn Theo tài liệu [1] n đ =1.

Như vậy theo công thức (2.14): Q 32 = 0,90.1.3260 = 2934 W.

Các phòng còn lại sẽ được tính tương tự và ta sẽ có được Bảng 2.28

Bảng 2.32 Tổng phụ tải lạnh do máy móc

Và đạt được giá trị: ∑ Q 32 7841,11 W

2.3.8 Nhiệt hiện và ẩn do người tỏa Q 4

Theo tài liệu [1], lượng nhiệt do người tỏa ra được tính theo công thức:

Q 4 =Q 4 h + Q 4 a +Q bs ( STYLEREF 1 ¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 116)

Vì phòng 1F – TM 15 không thuộc nhà hàng, quán bar, v.v nên: Qbs = 0 W.

2.3.8.1 Nhiệt hiện do người toả ra Q 4h

Theo tài liệu [1], nhiệt hiện do người tỏa ra tính theo công thức:

( STYLEREF 1 ¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 117) Trong đó:

 Số người trong không gian cần điều hòa: n=f s / q (2.1)

 q = 6 m 2 sàn/người: Mật độ diện tích sàn trên người (Tài liệu [7] ta có Bảng 2.33).

Bảng 2.33 Mật độ diện tích sàn trên 1 người

Như vậy theo công thức (2.18): n = 163/6 = 27 người

 n t : Hệ số tác dụng tức thời do người thời gian điều hòa (Tài liệu [7]) (Bảng 2.30). Bảng 2.34 Hệ số tác động tức thời do người

Thời gian điều hòa G s kg/m 2 Thời gian có người

Thời gian hoạt động là 11 h nên với gs > 700 kg/m 2 sàn ta có n t =0,92.

 n đ : Hệ số tác động đồng thời, dùng cho tòa nhà và các không gian điều hòa không khí lớn Theo tài liệu [1]: n đ =0,8.

 q h uW / người : Nhiệt hiện tỏa ra từ một người (Tài liệu [7] ta có Bảng 2.35)

Bảng 2.35 Nhiệt tỏa ra trung bình từ một người

Do đó theo công thức (2.17): Q 4h = n đ n t n.q h = 0,80.0,92.27.75 = 1490,4 W.

2.3.8.2 Nhiệt ẩn do người toả ra Q 4 a

Theo tài liệu [1], nhiệt ẩn do người tỏa ra tính theo công thức:

 n = 27 là số người trong không gian cần điều hòa.

 q a U W là nhiệt ẩn tỏa ra từ một người (Bảng 2.35), (W/người)

Do đó theo công thức (2.19): Q 4a = 27.55 = 1485 W

2.3.8.3 Nhiệt do người toả ra Q 4

Tổng nhiệt do người tỏa ra theo công thức (2.17): Q4 = 1490,4 + 1485 = 2975,4 W

Các phòng còn lại được tính tương tự như trên và ta sẽ có Bảng 2.36.

Bảng 2.36 Phụ tải lạnh do người tỏa ra của phần đế của dự án

Và đạt được giá trị: ∑ Q 4 $6310,84 W

2.3.9 Nhiệt hiện và nhiệt ẩn do gió lọt Q 5 Để tiết kiệm năng lượng, phòng cần điều hoà phải được làm kín để ta chủ động cấp lượng không khí tươi cho phòng Tuy nhiên vẫn có hiện tượng không khí tươi lọt vào phòng qua cửa ra vào, qua khe cửa sổ,…Mức độ rò rỉ phụ thuộc vào nhiều yếu tố: độ chênh áp bên trong và bên ngoài, tốc độ gió, số lần đóng mở cửa, Nhiệt hiện và ẩn do gió lọt được xác định:

( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation ¿ ARABIC ¿ 120) Đối với phần đế của dự án này, ta thực hiện tính phụ tải gió lọt cho tất cả các phòng, ngoại trừ Văn phòng (phụ tải lạnh gió lọt quá nhỏ so với các phòng khác) Bởi vì hành lang phần đế này không lắp đặt điều hòa, vậy nên ta xem hành lang là phòng đệm Từ đó ta tính phụ tải gió lọt theo công thức của phòng đệm.

2.3.9.1 Nhiệt hiện do gió lọt vào Q 5h

Theo tài liệu [1], nhiệt hiện do gió lọt mang vào tính theo công thức:

 tN = 34,6 o C: Nhiệt độ của gió tươi bên ngoài (Mục 2.2.2).

 tT = 25 o C: Nhiệt độ không khí trong không gian điều hoà (Mục 2.2.1).

Do đó theo công thức (2.22): V = 163.3,7 = 603,1 m 3

  = 0,59: Hệ số kinh nghiệm (Tài liệu [1] ta có Bảng 2.37, ứng với thể tích trên).

Bảng 2.37 Hệ số kinh nghiệm 

Như vậy theo công thức (2.21): Q 5h = 0,336.0,59.603,1.(34,6−25).0,5 = 569,37 W

2.3.9.2 Nhiệt ẩn do gió lọt vào Q 5a

Theo tài liệu [1], nhiệt ẩn do gió lọt mang vào tính theo công thức:

Q 5a = 0,84.ξ.V.( d N − d T ) 0,5 ,W ( STYLEREF 1¿ 2 SEQ Equation ¿ ARABIC ¿ 123) Trong đó:

 dN = 25,4 g/kg: độ chứa hơi của gió tươi bên ngoài (Mục 2.2.2 Thông số ngoài trời).

 dT = 10,9 g/kg: độ chứa hơi không khí trong không gian điều hoà (Mục 2.2.1).

Do đó theo công thức (2.23): Q 5a = 0,84.0,59.603,1.(25,4 −10,9).0,5!49,96 W

2.3.9.3 Tổng nhiệt do gió lọt mang vào Q 5

Tổng nhiệt do gió lọt ra theo công thức (2.20): Q5 = 1147,76 + 4334 = 5481,76 W

Các phòng khác được tính tương tự như trên và sẽ được Bảng 2.34.

Bảng 2.38 Phụ tải lạnh do gió lọt mang vào

Và đạt được giá trị: ∑ Q 5 7926,05W

2.3.10 Nhiệt hiện và ẩn do gió tươi mang vào Q N

Theo tài liệu [1], lượng nhiệt hiện QhN và nhiệt ẩn QaN:

2.3.10.1 Nhiệt hiện do gió tươi mang vào Q hN

Theo tài liệu [1], nhiệt hiện do gió tươi mang vào tính bằng công thức

 tN, tT ( o C): Lần lượt là nhiệt độ của gió tươi bên ngoài và không khí trong không gian điều hoà (Theo mục 2.3.9.1)

 n = 27: Số người trong không gian điều hoà.

 l = 25 m 3 /h/người: Lượng không khí tươi từ ngoài trời cần đưa vào phòng cho một người trong (Theo tài liệu [2] ta có Bảng 2.35)

Bảng 2.39 Lưu lượng không khí tươi cho một người theo các khu vực

Tổng lượng không khí tươi: L=l n%.27g5 m 3 / h7,5 l/ s

Do đó theo công thức (2.25): Q hN = 1,2.27 25/3,6.(34,6−25)!60W.

2.3.10.2 Nhiệt ẩn do gió tươi mang vào Q aN

Theo tài liệu [1], nhiệt ẩn do gió tươi mang vào:

( STYLEREF 1 ¿ 2 SEQ Equation¿ ARABIC ¿ 126) Trong đó:

 dN, dT (g/kgkkk): Lần lượt là độ chứa hơi của gió tươi bên ngoài và không khí trong không gian điều hoà (Theo mục 2.3.9.1).

 L7,5 l / s : Tổng lượng không khí tươi cần cấp cho phòng

Do đó theo công thức (2.26): Q aN = 3,0.187,5 (25,4−10,9)56,25W

2.3.10.3 Tổng nhiệt lượng do gió tươi mang vào

Tổng nhiệt do gió tươi mang vào (2.24): QN = 2160 + 8156,25 = 10316,25 W

Các phòng còn lại tính tương tự như trên ta sẽ có Bảng 2.36.

Bảng 2.40 Bảng phụ tải lạnh do gió tươi mang vào

Tầng Tên phòng Q hN (W) Q aN (W) Q N (W)

Và đạt được giá trị: ∑ Q N g1855,33 W

2.3.11.1 Phòng điển hình Đối với phòng điển hình tổng phụ tải lạnh lớn nhất đạt được là:

Mật độ tải lạnh: MĐ = 34536,06 163 = 211,88W / m 2

Bảng 2.41 Phần trăm từng phụ tải lạnh thành phần của phòng điển hình

PHẦN TRĂM TẢI LẠNH CỦA PHÒNG ĐIỂN HÌNH

Hình 2.12 Biểu đồ phần trăm tải của phòng điển hình

2.3.11.2 Phần đế của dự án

Giá trị tổng phụ tải lạnh của các phòng được thể hiện như Bảng 2.38

Bảng 2.42 Tổng phụ tải lạnh của phần đế của dự án

TỔNG 297249,94 6885,71 232369,71 33337,41 144993,11 147841,11 246310,84 107926,05 671855,33 1888769,20 Đối với giá trị lớn nhất của từng phòng sẽ thay đổi ở Q11 và Q21 nên ta sẽ có Bảng 2.39 Bảng 2.43 Tổng phụ tải lạnh max từng phòng của phần đế của dự án

Tầng Tên phòng Q 11(W) Q 21(W) Q 0 max (W) Tháng Giờ

Bảng 2.44 Phụ tải lạnh thành phần của phần đế của dự án (W)

Phụ tải thành phần Giá trị (W) %

Tổng phụ tải lạnh lớn nhất của phần đế: ∑ Q 0 88769,20 W S7,06 RT

Tổng diện tích sàn (Bảng 1.1): ∑ f = 8462 m 2

PHẦN TRĂM CÁC THÀNH PHẦN PHỤ TẢI LẠNH

Hình 2.13 Đồ thị phần trăm phụ tải lạnh thành phần của phần đế dự án

Thành phần phụ tải do gió tươi QN chiếm tỷ lệ lớn nhất: 35,57%, giá trị này phụ thuộc vào lượng người có trong không gian điều hòa Đây là dự án chủ yếu có các khu vực trung tâm mua sắm và nhà hàng nên thành phần tải do gió tươi mang vào lớn.

Các thành phần phụ tải do nhiệt hiện, nhiệt ẩn tỏa ra từ người như Q4 và thiết bị điện sinh nhiệt Q3 cũng chiếm trên 13% tổng phụ tải lạnh của dự án.

Các thành phần phụ tải nhiệt hiện tác động lên kính Q1 và tường Q2 cũng chiếm tỷ lệ tương đối ở dự án văn phòng Nếu là các dự án trung tâm thương mại hoặc hội nghị thì giá trị này sẽ cao hơn ví dụ như phòng điển hình tầng 1.

Tổng phụ tải nền của dự án Q 0nen

2.4.1 Khái niệm phụ tải nền

Phụ tải nền của công trình là tổng các phụ tải lạnh có tính chất cần thiết và ổn định ngay cả khi công trình hoạt động ở mức thấp hoặc cao điểm Phụ tải nền của mỗi công trình phụ thuộc vào từng loại công trình cụ thể như công năng sử dụng các phòng, lịch biểu hoạt động các khu vực, mức độ sử dụng của chúng theo từng giờ, v.v

2.4.2 Mục đích tính phụ tải nền của công trình

Phụ tải nền như là 1 dữ liệu làm cơ sở cho việc chọn lựa các thiết bị lạnh chính như chiller nhằm đáp ứng tối thiểu về tải Qua đó góp phần chọn lựa số lượng chiller,loại chiller có các thông số hoạt động phù hợp với công trình nhất.

2.4.3 Tính toán tổng phụ tải nền Q 0nen

Phân loại các thành phần nhiệt làm phụ tải nền của công trình chi tiết là một công việc khá phức tạp và phụ thuộc nhiều yếu tố đã kể trên Tuy nhiên trong đồ án này em xác định phụ tải nền dựa trên tìm hiểu cá nhân như sau:

 Các thành phần nhiệt truyền bởi kết cấu bao che là 100%.

 Các thành phần nhiệt do gió tươi, nhiệt ẩn và nhiệt hiện người, nhiệt thiết bị ở mức tối thiểu 30%.

 Các thành phần nhiệt do bức xạ qua kính và mái đạt giá trị nhỏ nhất

Q0nen = (Q11 + Q21)min + Q22 + Q23 + Q31* + Q32* + Q4* + Q5 + QN* (2.3) Với: Q31*, Q32*, Q4*, QN* là các thành phần tải ở mức tối thiểu tương ứng 30% tải tổng.

2.4.3.1 Đối với phòng điển hình

Theo như Bảng 2.6 và vì phòng điển hình không có mái nên ta có tổng phụ tải nền nhỏ nhất sẽ là: (Q11 + Q21)min = 341,55 kW Áp dụng công thức (2.28), ta có phụ tải nền sẽ là

2719,32 + 0,3.10316,25 = 14519,15 kW Phần trăm phụ tải nền của công trình:

2.4.3.2 Đối với toàn bộ công trình

Các phòng còn lại được tính tương tự, riêng (Q11 + Q21)min sẽ lấy vào thời điểm tổng tải bức xạ qua kính và mái toàn bộ phần đế của dự án đạt nhỏ nhất, ta sẽ có Bảng 2.45. Bảng 2.45 Tổng phụ tải nền của từng phòng

Tổng phụ tải nền của phần đế dự án: ∑ Q 0 nen = 1050294,82 W = 1050,29 kW

Phần trăm phụ tải nền so với phụ tải lạnh lớn nhất:

Kiểm tra lại phụ tải bằng phần mềm Trace 700

Có rất nhiều cách để kiểm tra kết quả tính toán Phụ tải lạnh của toàn bộ Công trình theo Phương Pháp Carrier Tuy nhiên cách phổ biến nhất cũng như hiệu quả nhất đó là sử dụng Phần mềm tính tải đến từ các hãng

Hiện nay tại Việt Nam có rất nhiều hãng điều hòa khác nhau như Daikin, Toshiba, LG, Mitsubishi, Trane… Tất cả đều hỗ trợ tính toán tải lạnh cho các kỹ sư, công ty bằng cách tạo ra phần mềm chuyên dụng để tính tải lạnh như phần mềm Trace

700 của Trane, phần mềm Heatload của Daikin, phần mềm SMMS của Toshiba, v.v.Phần mềm được chọn là Phần mềm Trace 700 (Tài liệu [23]) Cách dùng phần mềm được thực hiện và trình bày cho phòng điển hình là 1F – TM 15, rồi sau đó đưa ra so sánh với các giá trị tính theo Phương pháp Carrier

2.4.1 Giới thiệu phần mềm Trace 700

Hình 2.14 bên dưới là giao diện khi khởi động của phần mềm.

Hình 2.14 Giao diện của phần mềm Trace 700

2.4.2 Tính tải nhiệt bằng phần mềm Trace 700 Để tính được tải bằng phần mềm, ta cần điền 6 mục đầu tiên trên 9 mục như (Hình 2.15) Trước tiên ta chọn vào mục Enter Project Information để nhập thông tin dự án Giao diện sẽ được xuất hiện như bên dưới.

Hình 2.15 Nhập thông tin công trình

Bước thứ 2: Ta lựa chọn nhiệt độ thiết kế ở trong mục Selection Weather Information. Tại mục này ta chọn cài đặt khu vực Việt Nam, vì phần mềm để mặc định là khu vực Mỹ (Hình 2.16)

Hình 2.16 Lựa chọn vị trí địa lý

Bước 3: Ta sẽ điền vào thông tin phần Internal load ta sẽ nhập vào thông tin về người có sẵn trong phòng điều hòa như mật độ người (Density), nhiệt hiện và ẩn mà người đó nhả ra (Sensible và latent), loại phòng và thời gian có người ở trong khu vực điều hòa (Hình 2.7)

Hình 2.17 Nhập thông số về người, đèn và thiết bị Tiếp theo trong phần Thermostat ta sẽ điền thông tin về điền về nhiệt độ và độ ẩm trong không gian điều hòa Những mục khác như cảm biến CO2 và độ ẩm ta không cần phải điền vào (Hình 2.18).

Trong phần Thermostat này ta chỉ cần qua tâm đến mục lựa chọn vật liệu cho tường, trần, sàn, kính, v.v hay toàn bộ kết cấu bao che Tuy nhiên vật liệu sử dụng trong đây không có với ta đã sử dụng nên chỉ cần thay đổi lại hệ số truyền nhiệt (U- factor) Sau đó ta điền vào chiều cao của sàn (Height) và trần giả (Plenum)

Hình 2.18 Nhập thông số thiết kế trong phòng

Bước 4: Ta sẽ tạo phòng mà ta muốn tính tải bằng cách chọn vào phần Room, trong phần này có 7 bước, đầu tiên ta chọn template mà ta áp dụng cho phòng này, phần template đã tạo ở bước 3 Sau đó ta điền vào phần diện tích sàn/trần tiếp xúc với phòng không điều hòa (Nhập chiều dài và chiều rộng), nếu trần là mái thì ta sẽ điền thông tin vào Roof (Nếu có cùng với diện tích sàn thì chọn vào Equals floor) Rồi điền thông tin vào mục tường tiếp xúc bức xạ như dài, rộng cao và hướng Hướng ở đây được lấy Hướng Bắc 0 o làm chuẩn (Hình 2.19)

Ngoài ra trong mục này còn có thông tin về số lượng và diện tích kích cửa sổ gắn trên tường Phần này sẽ điền cụ thể hơn trong mục khác Các giá trị còn lại tô màu đỏ là lấy theo templates đã được tạo ở bước 3.

Hình 2.19 Nhập thông số về kết cấu của công trình

Hình 2.20 Nhập thông số về tường tiếp xúc với bức xạTiếp theo ta sẽ điền thông tin vào mục Room, trong mục này ta chỉ cần điền vào chiều dài và chiều rộng của phòng, các mục như duplicate dùng để điền vào số lượng phòng giống như vậy trong công trình và Acoustic Ceiling dùng để điền hệ số truyền nhiệt của trần Vì số lượng phòng trong công trình của ta là 1 nên bỏ qua Các mục khác lấy theo template nên ta không cần nhập (Hình 2.21).

Hình 2.21 Nhập thông số về kích cỡ của phòng

Vì không có mái nên trong mục Roof chúng ta có thể bỏ qua Trong mục Wall tiếp theo này ta sẽ điền vào thông tin như: tường (Chiều dài (Length) và Chiều cao (Height), diện tích truyền nhiệt (U-factor), hướng kính và số lượng đã bỏ qua ở mục trên bằng cách nhấn vào New wall) và kính (Chiều dài (Length), Chiều cao (Height),

Hệ số truyền nhiệt (U-factor), loại cửa sổ hay cửa ra vào (Đối với phòng điển hình chọn cửa ra vào) và số lượng) (Hình 2.22)

Hình 2.22 Nhập thông số về kínhTrong phần Int Loads và Airflows này đã được nhập ở template nên ta không cần điền vào nhưng vị trí này, tuy nhiên có thể sửa đổi cho phù hợp và chữ màu đỏ sẽ tự chuyển thành màu đen (Hình 2.23 và Hình 2.24).

Hình 2.23 Nhập thông số về tường ngoài Trong phần Partn ta sẽ điền thông tin của tường tiếp xúc với phòng điều hòa như chiều cao (Height), chiều dài (Length), hệ số truyền nhiệt (U-factor), thời gian hoạt động (method), cũng như sàn Tuy nhiên phòng điển hình có 2 loại tường tiếp xúc nơi không điều hòa là 100mm và 200mm nên ta sẽ chọn mục New partition nữa để thêm loại tường.

Hình 2.24 Nhập thông số về gió tươi và gió thải

Hình 2.25 Nhập thông số về tường tiếp xúc nơi không điều hòa

Hình 2.26 Chọn thông tin về hệ thống điều hòa Bước 5: Sau khi hoàn thành những bước trên trong bước này sẽ lựa chọn sơ đồ chu trình và loại máy lạnh Ở mục system category ta chọn Non-mixing và System type ta chọn fan coil tương ứng với công trình (Hình 2.26).

Bước 6: Bước này ta kéo tất cả những phòng sử dụng hệ thống này vào chung một cây thư mục (Hình 2.27).

PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Tổng quan

3.1.1 Hệ thống điều hòa Water Chiller (WC)

Hệ thống điều hòa không khí trung tâm Water Chiller (WC) là một hệ thống sử dụng nước làm chất tải lạnh để làm lạnh không khí thông qua một số thiết bị trao đổi nhiệt như: AHU (Air Handling Unit) và FCU (Fan Coil Unit).

Hiện nay có nhiều cách khác nhau để phân loại Hệ thống điều hòa không khíWater Chiller (WC) như:

 Theo máy nén (Gồm có: Piston, trục vít, xoắn ốc, ly tâm ).

 Theo loại thiết bị ngưng tụ: giải nhiệt nước (Water-cooled), giải nhiệt gió (Air- cooled), loại thiết bị hồi nhiệt (Heat recovery),

Cấu tạo cơ bản của hệ thống điều hòa Water Chiller bao gồm 5 phần chính bao gồm:

Hình 3.29 Mô hình Cụm Chiller của Hệ thống điều hòa Water Chiller (WC)

 Cụm trung tâm nước Water Chiller.

 Hệ Thống đường ống nước lạnh và bơm nước lạnh.

 Hệ Thống tải sử dụng Trực Tiếp: AHU, FCU, PAU, PHE v.v.

 Hệ Thống tải sử dụng Gián Tiếp: Hệ Thống đường ống gió thổi qua phòng cần điều hòa, Các van điều chỉnh ống gió, miệng gió: VAV, Damper.v.v.

 Hệ Thống Bơm và tuần hoàn nước qua Cooling Tower (nếu có) đối với Chiller giải nhiệt nước.

 Cụm trung tâm nước Water Chiller

 AHU: Air Handling Unit (Hình 3.30)

Hình 3.30 Cấu tạo AHU (Air Handling Unit)

 FCU: Fan Coil Unit (Hình 3.3).

Hình 3.31 Cấu tạo FCU (Fan Coil Unit)

Từ Sơ đồ nguyên lý Hình 3.32 ta có thể rút ra được nguyên lý làm việc cơ bản của một Hệ thống điều hòa không khí trung tâm Water Chiller (WC) như sau:

Hình 3.32 Sơ đồ Nguyên lý của Hệ thống điều hòa Water Chiller (WC) Áp dụng sự chuyển đổi vật lý tính trạng thái vật chất: hơi nước ngưng tụ thành lỏng, lỏng ngưng tụ thành rắn.

 Rắn sang lỏng sang khí thì quá trình sẽ thu nhiệt: tức là lấy nhiệt môi trường xung quanh làm cho môi trường xung quanh bị mất nhiệt và lạnh đi Ngược lại quá trình đó sẽ là tỏa nhiệt

 Hệ thống làm lạnh áp dụng cơ bản về quá trình lỏng sang khí (quá trình bay hơi) để thu nhiệt xung quanh môi trường và làm cho môi trường lạnh đi (gas lạnh lỏng bay hơi, thu nhiệt từ nước làm nước bị mất nhiệt và lạnh đi theo yêu cầu sử dụng).

 Sau đó quá trình ngược lại: gas trạng thái hơi áp suất thấp được nén từ máy nén gas lạnh Qua máy nén thì gas trạng thái hơi áp suất cao, được giải nhiệt (từ cooling tower hoặc dàn ống đồng gió hồi thu nhiệt) sẽ chuyển hoàn toàn sang lỏng trở thành một chu trình kín Giữa 2 trạng thái gas lỏng và hơi được điều chỉnh bằng van tiết lưu gas.

3.1.2 Hệ thống điều hòa VRV (AC)

Hệ thống điều hòa không khí VRV (Variable Refrigerant Volume) (AC) là hệ thống do hãng Daikin tìm ra đầu tiên và gọi tên Với mục đích là điều chỉnh được lưu lượng của gas lạnh có trong máy để từ đó làm cho năng suất biến đổi theo.

Sau này các hãng khác lần lượt cho ra đời các thiết bị tương tự và gọi nó với cái tên khác điển hình là VRF “Variable Refrigerant Flow”.

Hiện nay Hệ thống điều hòa không khí VRV (AC) có 3 kiểu giàn nóng và 7 kiểu dàn lạnh chính đó là:

 Dàn nóng: Loại 1 chiều, loại 2 chiều bơm nhiệt và cuối cùng là loại 2 chiều thu hồi nhiệt thải.

 Dàn lạnh: Loại treo tường, loại âm trần (1, 2, 4 hay đa hướng thổi), loại giấu trần (Áp suất tĩnh cao và thấp), loại áp trần, loại âm sàn, loại đặt sàn thổi lên và loại tủ đứng đặt sàn (Hình 3.33).

Hình 3.33 Một số loại dàn lạnh của hệ thống điều hòa VRV (AC)

Hệ thống điều hòa không khí VRV (AC) thông thường sẽ bao gồm các thiết bị chính như sau:

 Cụm máy nén: Gồm từ 2 đến 3 tổ máy nén.

 Dàn giải nhiệt gió và quạt: Trao đổi nhiệt cưỡng bức với không khí ngoài trời.

 Van tiết lưu: Sử dụng van tiết lưu nhiệt.

 Van chặn, van chặn dầu và van điện từ.

Hình 3.34 Cụm nóng của Hệ thống điều hòa VRV (AC)

 Coil lạnh: Trao đổi nhiệt không khí trong phòng điều hòa.

 Quạt: Gây ra đối lưu cưỡng bức, tăng cường trao đổi nhiệt.

 Hệ thống đường ống dẫn và phụ kiện.

 Bộ chia gas Refnet: Phân chia gas lạnh từ trục chính vào các dàn lạnh.

 Ống dẫn gas: Thường sử dụng ống đồng, đường nước ngưng.

 Bộ phận điều khiển, bộ thu hồi nhiệt thải HRV (Tùy loại hệ thống).

Dòng môi chất lạnh đi vào dàn nóng (ODU) ở phía ngoài và trao đổi nhiệt với môi trường làm mát là không khí tự nhiên Sau đó chúng được dẫn vào dàn lạnh (IDU) thông qua đường ống đồng và các bộ chia gas Tại IDU thông qua cảm biến nhiệt độ máy điều khiển van tiết lưu điện từ cấp môi chất lạnh vào dàn lạnh và trao đổi nhiệt với không khí trong nhà cho đến khi đạt được đến nhiệt độ mà ta cài đặt (Hình 3.35).

Hình 3.35 Mô hình hệ thống điều hòa VRV (AC)

Máy lạnh Multi là bước cải tiến của dòng máy lạnh thông thường, đây là một dòng máy lạnh kết hợp giữa máy lạnh trung tâm và máy lạnh treo tường.

Hình 3.36 Cơ chế hoạt động của máy lạnh Multi

Máy lạnh Multi gồm 1 dàn nóng làm nhiệm vụ cấp lạnh cho cùng lúc nhiều dàn lạnh Tuy nhiên, dàn nóng của máy lạnh Multi chỉ có thể cấp lạnh cho 2 - 5 dàn lạnh.

Cơ chế hoạt động của máy lạnh Multi khá tương đồng với máy lạnh treo tường bình thường Cụ thể là dàn nóng sẽ cung cấp khí gas lỏng đến dàn lạnh, gas lỏng bốc hơi và thu nhiệt không khí đi qua dàn lạnh, không khí mất nhiệt nên nhiệt độ giảm xuống để làm lạnh cho phòng.

3.1.4 Phân tích, so sánh hệ thống điều hòa và đưa ra lựa chọn phù hợp

Bảng 3.47 So sánh các hệ thống điều hòa

STT So Sánh Water Chiller

Năng suất lạnh của Chiller từ 10 kW đến 10000 kW.

Năng suất lạnh tương đối nhỏ so với Water

Các phân xưởng cần khống chế cẩ nhiệt độ lẫn độ ẩm.

Các công trình cần tính tiền điện riêng cho từng khu vực.

Khu căn hộ, biệt thự, nhà ở có diện tích vừa và nhỏ Các công trình cỡ lớn và rất lớn Các công trình cỡ nhỏ, trung và lớn Các công trình cỡ nhỏ

Cần có phòng máy lớn để đặt Chiller và bơm nước.

Không cần có phòng máy vì dàn nóng có thể đặt trên tầng mái.

Không cần phòng máy vì dàn nóng đặt ở sân thượng

4 Vốn đầu tư ban đầu

Tương đương Tương đương Thấp

5 Khả năng rò rỉ gas Không.

Có nhưng ở nồng độ cho phép thì không gây nguy hiểm cho người.

Có khả năng rò rỉ gas

Cao do tốc độ quay nhỏ.

Trung bình do tốc độ quay lớn Thấp

7 Tiêu tốn điện năng Cao Thấp hơn Chiller Thấp

8 Thời gian thi công Kéo dài vì có nhiều hạng mục phụ khác Ngắn vì đơn giản Ngắn vì đơn giản.

9 Công tác bảo Phức tạp Đơn giản Đơn giản

STT So Sánh Water Chiller

(WC) VRV (AC) Multi dưỡng

10 Độ ồn Rất to Thấp do thiết bị nhỏ Thấp

Từ Bảng 3.47, ta quyết định dùng Hệ thống Water Chiller (WC) để điều hòa không khí cho Phần đế −¿ Phần trung tâm thương mại của dự án này.

Môi chất lạnh

Trên thị trường hiện nay, môi chất lạnh phù hợp với Hệ thống điều hòa không khí Water Chiller có R32, R134a và R410a Vì vậy ta sẽ phân tích các loại môi chất lạnh này, từ đó chọn ra môi chất lạnh phù hợp nhất với Phần đế dự án.

3.2.1 Phân tích các loại môi chất lạnh

Bảng 3.48 Phân tích các loại Môi chất lạnh

Tính chất nhiệt động ổn định, không ăn mòn kim loại và không gây độc hại.

Có tỉ số nén cao.

HFC−¿ 32 đạt tiêu chuẩn khí thải GWP thấp (550). Được dùng phổ biến Tính chất nhiệt động tốt và không ăn mòn kim loại.

Không gây độc hại. Đặc tính nhiệt động gần với R22.

Không gây cháy nổ. Không ăn mòn kim loại và ít độc hại.

Có thể gây cháy nổ.

Gas mới nên kỹ thuật chưa có nhiều kinh nghiệm.

Phải liên hệ hãng trước và giá thành khá cao.

Giá thành tương đối cao.

Tính chất nhiệt động không tốt bằng R22.

Chi phí để khắc phục sự cố rất đắt.

Kỹ thuật viên phải có kinh nghiệm cao.

Từ những phân tích ở bảng 3.2, ta chọn Gas R134a cho Phần đế dự án.

Máy nén

Theo như thị trường hiện nay thì máy nén của Chiller bao gồm các loại như sau: máy nén xoắn ốc, máy nén trục vít và máy nén ly tâm Ta phân tích ba loại máy nén trên rồi chọn ra loại máy nén phù hợp.

3.3.1 Phân tích các loại máy nén

Bảng 3.49 Phân tích các loại máy nén

Máy nén Xoắn ốc Trục vít Ly tâm Ưu điểm Cấu tạo đơn giản Ít xảy ra rung lắc Cân bằng tốt.

Máy nén Xoắn ốc Trục vít Ly tâm

Tuổi thọ và độ tin cậy cao.

Hiệu suất máy nén khá lớn.

Cho phép làm việc với hơi có lẫn một ít lỏng. trong khi vận hành.

Sử dụng cho các công trình có năng suất lạnh vừa và lớn. Độ chính xác cao.

Dùng cho công trình có năng suất lớn và rất lớn.

Dòng tác nhân lạnh ra khỏi máy nén một cách đồng đều ổn định.

Chỉ sử dụng cho các Chiller có năng suất lạnh thấp.

Cần thợ tay nghề cao để khắc phục sự cố.

Hiệu suất thấp hơn máy nén trục vít.

Cần bộ tăng tốc khi cần sử dụng động cơ điện.

Hình 3.37 Máy nén ly tâm Hình 3.38 Máy nén trục vít

Hình 3.39 Máy nén xoắn ốc Ngoài ra dựa trên tham khảo từ tiêu Ashrae 90.1.2013 (Tài liệu [8]), ta có các tiêu chuẩn để lựa chọn máy nén sau khi đã lựa chọn số lượng chiller như sau:

Bảng 3.50 Tiêu chuẩn ASHRAE 90.1 – 2013 về số lượng Chiller

Tổng năng suất lạnh Số lượng Chiller

> 300RT và < 600RT 2 Chiller công suất như nhau.

≥ 600RT Tối thiểu 2 Chiller với công suất mỗi Chiller phải như nhau đồng thời không có Chiller nào vượt mức 800RT. Bảng 3.51 Lựa chọn máy nén dựa trên năng suất lạnh

Năng suất lạnh Loại máy nén

100 RT TSH 0 FCU

Lưu lượng gió cấp: L ' FCU =1,2 L FCU a1.1,35= 824,85 l/ s> L 0 FCU

Như vậy Model trên hoàn toàn đáp ứng được với tải và lưu lượng gió cấp như trên, tuy nhiên để đảm bảo hoàn toàn việc cột áp gió cấp của quạt FCU có đủ hay không và có cần phải lắp thêm quạt cấp hay không cho FCU loại này thì ta phải thực hiện tính toán thiết kế đường ống gió cấp trong CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG ỐNG GIÓ Các phòng còn lại cũng được tính tương tự như trên và đưa ra Bảng 4.56.

Số liệu tính toán trong mục này được lấy từ Mục 4.1.6 Tính toán sơ bộ AHU

Phụ tải nhiệt hiện: TSH = 29622,09 W

Tuy nhiên catalogue chuẩn áp dụng ở điều kiện nhiệt độ nhiệt độ khô không khí trong không gian điều hòa là 27 o C và nhiệt kế ướt tương ứng là 19,5 o C Còn điều kiện không khí trong không gian điều hòa không khí và nhiệt độ nhiệt kế ướt tương ứng được liệt kê mục 2.2.2 Thông số ngoài trời là 25 ℃ và 18 ℃

Vì vậy ta sử dụng thêm bảng hiệu chuẩn phụ tải lạnh của Daikin (Phụ lục 7) đính kèm để hiệu chuẩn thêm cho phù hợp với điều kiện tính toán không gian cần điều hòa đã nêu trong mục 2.2.2 Thông số ngoài trời.

Như vậy theo như tính toán ở trên ta quyết định chọn Model UAHMS500BY để sử dụng cho phòng điển hình này Với các thông số cơ bản như bên dưới (Các thông số còn lại được liệt kê trong Bảng 4.12.

Phụ tải nhiệt hiện: TSH AHU B100 W >TSH

Lưu lượng gió cấp: L AHU &38,88 l /s> L

Ngoài ra năng suất lạnh đã có sẵn trong máy chỉ là công suất danh định ứng với cột áp của máy là 134 Pa và ở chế độ High Speed

Nếu hoạt động ở cột áp thấp hơn thì phụ tải lạnh, phụ tải nhiệt hiện và lưu lượng gió sẽ cao hơn Như vậy để có thể có những thông số lớn nhất mà máy này có thể hoạt động được, ta sử dụng Bảng đã cung cấp thêm của Daikin ở chế độ 0 Pa (Phụ lục 7).Tuy nhiên vì chế độ cột áp tiêu chuẩn đã đủ nên ta không cần phải kể thêm hệ số này.Các phòng còn lại cũng được tính tương tự như trên và đưa ra Bảng 4.5.

Bảng 4.56 Lựa chọn model và số lương FCU cho từng phòng của phần đế dự án

Số lượng máy Model Năng suất lạnh máy

Gym & Yoga 73797,95 189608,67 4073,75 9,05 12 FWD18AT/AF 15720

Nhà hàng 01 42361,23 91622,04 2467,75 4,37 6 FWD16AT/AF 13890

Nhà hàng 02 27895,34 66209,78 1457,83 3,16 4 FWD18AT/AF 15720

Bar - Cafe 33022,50 76400,48 1918,47 3,65 5 FWD18AT/AF 15720

Bảng 4.57 Lựa chọn model và số lương FCU cho từng phòng của phần đế dự án

Tính toán và chọn Chiller

Tổng phụ tải lớn nhất: Q 0 = 1888769,20 W = 1888,77 kW

Tổng phụ tải nền: Q 0 nen = 1050294,82 W = 1050,29 kW

Chu trình lạnh: Chu trình một cấp nén

Năng suất lạnh mỗi Chiller: Q 0 CH &8,53 RT = 944,39 kW

4.3.2 Loại chiller (Tính cho 1 chiller)

4.3.2.1 Lựa chọn thông số đầu vào

Theo Tài liệu [3], nhiệt độ nước ra khỏi tháp cao hơn từ 3 −¿ 5 ℃ so với nhiệt độ nhiệt kế ướt t ư của không khí ngoài trời Vậy nhiệt độ của nước giải nhiệt sau khi ra khỏi tháp giải nhiệt: t ' n =t ư +∆t '=t ư +(3÷5)℃0+33℃

Theo tài liệu [3], độ tăng nhiệt độ nước giải nhiệt qua bình ngưng chọn từ 4 −¿ 6 ℃ Vậy nhiệt độ của nước giải nhiệt sau khi ra khỏi bình ngưng: t ' ' n =t ' n +∆ t ' ' =t ' n +( 4 ÷ 6)℃ 3+ 58 ℃

Nhiệt độ trung bình của nước giải nhiệt: t n =0,5 ( t ' n + t '' n )=0,5 (33 +38)5,5 ℃

Theo tài liệu [3], chọn nhiệt độ ngưng tụ cao hơn nhiệt độ nước ra khỏi bình ngưng khoảng từ 2 −¿ 3 ℃ , vậy nhiệt độ hơi ngưng tụ của môi chất lạnh: t k =t ' ' n + ∆ t =t ' ' n +(2 ÷ 3)℃8+2= 40 ℃

Lựa chọn nhiệt độ bay hơi Theo tài liệu [3], nhiệt độ nước lạnh ra khỏi bình bay hơi khoảng từ 4 - 10 ℃ , vậy nhiệt độ nước lạnh ra khỏi bình bay hơi: t A1 =7 ℃

Theo tài liệu [3], nhiệt độ nước lạnh vào bình bay hơi: t A2 ℃

Nhiệt độ trung bình của nước làm lạnh: t A = 0,5 (t A1 +t A 2 )= 0,5(7+ 12)=9,5 ℃

Theo tài liệu [3] thì chênh lệch giữa nhiệt độ sôi của môi chất lạnh và nước ra khỏi bình bay hơi là khoảng 2 −¿3 ℃ , vậy nhiệt độ sôi của môi chất lạnh: t 0 =t A1 − ∆ t 0 =t A 1 −(2 ÷ 3)℃ =7 −3= 4 ℃

Chu trình nhiệt Hệ thống điều hòa không khí trung tâm Water Chiller được tính toán sơ bộ dựa trên chu trình khô Nguyên lý làm việc của nó hoạt động theo sơ đồ nhiệt Hình 3.41 Chương 3 Các điểm trên hình này cũng là các điểm trong mục này

Dựa trên các thông số đã lựa chọn ở trên như nhiệt độ ngưng tụ và nhiệt độ bay hơi của môi chất lạnh, ta sử dụng Phần mềm EES (Tài liệu [24]) tra thông số trạng thái R134a ở từng trạng thái trong chu trình lạnh, theo phụ lục 1 và 2 được các bảng giá trị sau:

Bảng 4.58 Thông số của R134a ở từng trạng thái trong chu trình lạnh Điểm trạng thái t ( o C) p (kPa) i (kJ/kg) s (kJ/kgK)

Công nén đơn vị: w=i 2 −i 1 '5,7−252,8= 22,9 kJ / kg

Năng suất lạnh đơn vị: q 0 =i 1 −i 4 %2,8−108,34,5 kJ / kg

Năng suất giải nhiệt đơn vị: q k =i 2 −i 3 '5,7 −108,37,4 kJ / kg

COP = q 0 w = 144,5 22,9 =6,31 Lưu lượng khối lượng tác nhân lạnh

G f = Q 0CH q 0 = 944,39 144,5 =6,54 kg /s Năng suất giải nhiệt: Q k = G f q k =6,22.167,4 94,05 kW

Ta sử dụng Phần mềm EES (Tài liệu [24]) tra thông số nhiệt vật lý của nước.

Bảng 4.59 Thông số nhiệt vật lý của nước làm lạnh Áp suất của nước làm lạnh p = 1,01325 bar

Nhiệt độ trung bình của nước làm lạnh t A = 9,5℃

Hệ số dẫn nhiệt λ = 56,65.10 -2 W/mK Độ nhớt động học ϑ = 1,326.10 -6 m 2 / s

Nhiệt dung riêng đẳng áp C p ,a = 4,189 kJ/kgK

Lưu lượng khối lượng nước lạnh đi qua bình bay hơi

Lưu lượng thể tích nước lạnh đi qua bình bay hơi

Bảng 4.60 Thông số vật lý của nước giải nhiệt Áp suất của nước giải nhiệt p n = 1,01325 bar

Nhiệt độ trung bình của nước giải nhiệt t n 5,5 ℃

Khối lượng riêng của nước giải nhiệt ❑ n = 993,9 kg/ m 3

Nhiệt dung riêng đẳng áp C p ,n = 4,179 kJ/kgK

Lưu lượng khối lượng nước giải nhiệt đi qua bình ngưng

Lưu lượng thể tích nước giải nhiệt đi qua bình ngưng

Từ các thông số tính ở Mục (4.3.2), ta lựa chọn Chiller trục vít từ Catalogue Hãng Trane (Tài liệu [15]) với các thông số:

 Công suất điện: 264,8 kW (Hiệu suất động cơ 94%)

 Hiệu điện thế: (380V ± 10%V ¿ /3N~/(50Hz ± 2 Hz ¿

 Cường độ dòng điện định mức: 430 A

 Năng suất lạnh: 382 RT (Điều kiện nhiệt độ hình 4,7, và nhiệt độ phòng 27 ℃ )

 Thông số bình bay hơi (3 Pass):

 Lưu lượng nước lạnh lớn nhất qua bình bay hơi: 230,7 m 3 /h

 Tổn thất áp suất: 64,3 kPa

 Thông số bình ngưng (2 Pass):

 Lưu lượng nước lớn nhất qua bình ngưng: 273,2 m 3 /h

 Tổn thất áp suất: 73,8 kPa

 Trọng lượng: 4909 kg/5485 kg (Chế độ Tĩnh/Chế độ Vận hành)

Hình 4.48 Bảng Catalog Chiller Trục Vít của Hãng Trane

Hình 4.49 Cấu tạo của Water Chiller Model RTWA Trane

Các tiêu chuẩn để đảm bảo Hệ thống điều hòa không khí Water Chiller (WC) có tuổi thọ cao nhất theo ASHRAE khuyến cáo (Tài liệu [8], Tiêu chuẩn ASHRAE 90.1 –

 Tiêu chuẩn 1: Mỗi Chiller nên hoạt động từ 75% – 85% tải.

 Tiêu chuẩn 2: Nếu 1 Chiller bị lỗi thì các chiller còn lại phải đáp ứng được 65% –80% lượng tải của công trình.

Vì điều kiện của hệ thống hoạt động ở nhiệt độ nhiệt độ phòng điều hòa là 27 ℃ , không cùng điều kiện hoạt động mà ta đã thiết kế là t T = 25℃ (Mục2.2.1) nên ta cần phải hiệu chỉnh lại.

Theo tài liệu [1], Ta có công thức hiệu chỉnh phụ tải lạnh danh định của máy hoạt động theo điều kiện thiết kế như sau:

 α 1: Hệ số hiệu chỉnh nhiệt độ theo nước giải nhiệt ra khỏi bình ngưng Vì không có catalogue danh định nói về hệ số này nên ta tham khảo Tài liệu [1], t ' ' n 8 ℃ ta có α 1 =0,99

 α 2: Hệ số hiệu chỉnh nhiệt độ theo không gian cần điều hòa (Tài liệu [1]) Vì không có catalogue danh định nói về hệ số này nên ta tham khảo Tài liệu [1], t T = 25℃ ta có α 2 =0,945 (Hình 4.10)

 Q N : Năng suất lạnh danh định của máy theo catalogue ứng với điều kiện trên

Như vậy theo công thức (4.6) ta có: Q 0 N 82.0,945.0,9957,38 RT

Kiểm tra (Theo Tiêu chuẩn 1):

2.357,38 100 %u,13 %( Đạt ) Kiểm tra (Theo Tiêu chuẩn 2):

Về số lượng chiller (Tiêu chuẩn 3): Công trình sử dụng 2 chiller để chạy với công suất như nhau và không dự phòng (Đạt)

Hình 4.50 Hệ số hiệu chỉnh α 1

Hình 4.51 Hệ số hiệu chỉnh α 2

Ngoài ra khi công trình đạt phụ tải nền, ta chỉ cần sử dụng 1 chiller để chạy, kiểm tra thêm phụ tải nền của phần đế dự án:

357,38 ,56 % (Đạt ) Như vậy Chiller được chọn ở trên hoàn toàn thỏa mãn điều kiện

Kết luận: Đối với phần đế dự án Park Vista ta có hai máy Chiller với model của hãng Trane với các thông số đã được trình bày như trên.

Tháp giải nhiệt

4.4.1 Nguyên lý hoạt động của tháp giải nhiệt

Trong Hệ thống điều hòa Water Chiller người ta sử dụng chủ yếu là Tháp giải nhiệt làm lạnh bằng quạt gió Vì vậy ta sẽ lựa chọn loại này để lắp cho phần đế.

Hình 4.52 Tháp giải nhiệt làm lạnh bằng quạt gió

Nguyên lý hoạt động: Nước nhiệt độ cao từ bình ngưng chiller được bơm đẩy lên tháp giải nhiệt Tại đây nước sẽ tiếp xúc với không khí được hút vào tháp giải nhiệt để hạ nhiệt độ Nước sau khi hạ nhiệt độ, ra khỏi tháp và được bơm hút về bình ngưng chiller để giải nhiệt cho môi chất Tại tháp giải nhiệt còn có đường cấp nước bổ sung, đường xả tràn, xả đáy và giữa các tháp giải nhiệt có thêm đường nước cân bằng bể nước các tháp.

Phương thức trao đổi nhiệt:

 Phương thức thứ nhất là trao đổi nhiệt hiện bằng đối lưu do có độ chênh lệch nhiệt độ Δt giữa nhiệt độ nước tn và nhiệt độ không khí tk Khi Δt tăng thì truyền nhiệt đối lưu giữa nước và không khí tăng lên và ngược lại.

 Phương thức thứ hai là trao đổi nhiệt ẩn do nước bay hơi vào không khí Thực tế trong các tháp giải nhiệt thì lượng nhiệt trao đổi của nước và không khí chủ yếu là lượng nhiệt ẩn.

Hình 4.53 Sơ đồ nguyên lý của tháp giải nhiệt

4.4.2 Tính toán chọn tháp giải nhiệt

4.4.2.1 Số lượng tháp giải nhiệt

Tương tự như Chiller ta cũng chọn số lượng tháp giải nhiệt là 2 với các thông số tính toán cơ bản như sau:

Lưu lượng khối lượng nước giải nhiệt ra khỏi bình ngưng: G w 2 = G n R,36 (kg / s)

Lượng nước giải nhiệt xả ra ngoài môi trường: Gxả = 0 kg/s

Lưu lượng nước giải nhiệt trước khi vào tháp: G w =G w 2 −G xả R,36 ( kg/ s)

Lưu lượng khối lượng của không khí khô: G ≈ G = 52,36 kg/s

Chênh lệch Enthalpy giữa không khí trước và sau khi ra khỏi tháp giải nhiệt: Δ h kk = G w

Enthalpy của không khí trước khi vào tháp giải nhiệt: h1 = t ' n + (2500 + 1,93 t ' n ).d1 = 33 + (2500 + 1,93.33).0,0227 = 91,196 (kJ/kg) Enthalpy không khí khi ra khỏi tháp: h 2 =h 1 + Δh kk ,196+ 20,8952,1 (kJ/kg)

Enthalpy của không khí ở trạng thái bão hòa ứng với nhiệt độ trung bình của nước giải nhiệt t n =¿ 35,5 o C (Tra đồ thị I – d của không khí ẩm (Tài liệu [9])) h n = 132,72 kJ/kg Nhiệt độ của không khí sau khi ra khỏi tháp: t 2 =t 1 +( t n −t 1 ) h h 2 −h 1 n −h 1 3+(35,5−33) 112,1−91,196

132,72−91,196 4,26 (℃) Độ chứa hơi của không khí sau khi ra khỏi tháp giải nhiệt d 2 = ( h 2 – t 2 ) ( 2500+1,93 t 2) = 112,1−34,26

Lưu lượng nước giải nhiệt mất đi do bốc hơi:

G ’ = G kh ¿– d 1¿R,36.(0,0303−0,0227)=0,3979(kg/s) Lưu lượng khối lượng nước giải nhiệt tổn thất do gió mang đi (Tài liệu [3], Đối với tháp giải nhiệt trên):

G ’’ = (0,3 ÷ 0,5%) G w = 0,005 G w =0,005.52,36=0,2618 (kg / s ) Lưu lượng nước giải nhiệt trước khi vào bể:

Lưu lượng nước giải nhiệt bổ sung:

Ta lựa chọn Tháp giải nhiệt Liang Chi của Hãng Liang Chi (Tài liệu [16]) để lắp đặt cho phần đế này với số lượng là 2 máy.

Tuy nhiên vì điều kiện vận hành tiêu chuẩn của hãng nằm ở nhiệt độ nhiệt kế ướt

27 o C, nhiệt độ nước vào/ra tháp giải nhiệt lần lượt là 37 o C và 32 o C khác với điều kiện thiết kế là nhiệt độ nhiệt kế ướt t ưT = 30 o C (Mục 4.3.2.2 Tính toán chi tiết và nhiệt độ nước vào/ra tháp giải nhiệt lần lượt là t ' ' n 8 ℃ và t ' n 3 ℃ (Mục 4.3.2.2), ta dùng thêm bảng hiệu chỉnh của hãng cung cấp để hiệu chỉnh cho lưu lượng nước vào tháp giải nhiệt (Hình 4.14)

Do đó ta sẽ lựa chọn Model LBC −¿ 350 ứng với lưu lượng nước vào ra tháp giải nhiệt là 3458 l/min = 57,63 l/s > V n R,68 /l /s (Mục 4.3.2.2) và có các thông số cơ bản như bên dưới Các thông số còn lại ở Hình 4.13 và Hình 4.14:

 Năng suất giải nhiệt: 1365000 kcal/hr = 1587,49 kW

 Đường kính ống dẫn nước vào: 200 mm

 Đường kính ống dẫn nước ra: 200 mm

 Đường kính ống dẫn nước xả: 50 mm

 Công suất động cơ: 10 HP

Hình 4.54 Catalog của tháp giải nhiệt hãng Liang Chi

Hình 4.55 Hiệu chỉnh lưu lượng nước vào tháp giải nhiệt theo nhiệt độ

THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐƯỜNG ỐNG NƯỚC

Tổng quan hệ thống đường ống nước

Trong hệ thống điều hòa trung tâm làm lạnh nước, nước lạnh đóng vai trò làm chất tải lạnh trung gian, được làm lạnh bởi tác nhân lạnh R134a và sau đó làm mát không khí thổi vào không gian cần điều hoà Ngoài ra còn có hệ thống nước giải nhiệt cho bình ngưng từ tháp giải nhiệt, để các hệ thống hoạt động hiệu quả cần phải có các đường ống nước chính, các đường rẽ, bơm, van, bộ lọc, thiết bị xử lý nước.

Hệ thống đường ống dẫn nước gồm hai hệ thống:

 Hệ thống nước lạnh: làm nhiệm vụ nhận phụ tải nhiệt thông qua không khí từ phòng điều hòa rồi về bình bay hơi Nước trong hệ thống này đã được xử lý và tuần hoàn theo chu trình kín để tiết kiệm nước và năng lượng.

 Hệ thống nước giải nhiệt: có nhiệm vụ giải nhiệt cho bình ngưng, nước từ bình ngưng đến tháp giải nhiệt và cứ thế tuần hoàn Nước tuần hoàn theo chu trình hở do có thất thoát nước tại vị trí tháp giải nhiệt vì thế cần phải có nước bổ sung

 Hệ thống đường ống dẫn nước bao gồm các thành phần cơ bản sau: Ống nước chính (ống chính, ống nhánh, ống nước đọng, ống nước bổ sung…); Bơm nước; Các loại co, van (Van chặn, van cân bằng, van điện từ); Bộ lọc (Lọc Y tại đầu bơm và mỗi AHU); Các cảm biến áp suất và nhiệt độ.

 Ngoài ra còn có các thiết bị đi kèm trong đường ống nước gồm có: Bình giãn nở; Tháp giải nhiệt; Khớp nối mềm; Thiết bị xử lý nước và bồn chứa nước.

Các yếu tố quan trọng cần quan tâm khi thiết kế hệ thống đường ống nước đó là tốc độ dòng chảy và tổn thất áp suất trên đường ống, vì chúng ảnh hưởng nhiều đến tuổi thọ, công việc bảo trì, bảo dưỡng, chi phí thi công và vận hành của công trình.

Phân tích lựa chọn mạch nước Chiller

Tại Việt Nam khí hậu chủ yếu nóng ẩm quanh năm nên các hệ thống mạch nước chiller cũng đơn giản hơn và thường được biết đến với 4 mạch nước phổ biến.

Tuy nhiên ta nhận thấy rằng mạch nước số 4 với Pump nước biến tần, cùng với van điều khiển điện bypass nước lạnh đến các tầng là phù hợp nhất đối với Phần đế dự án Park Vista có diện tích không quá lớn.

Hình 5.56 Hệ thống bơm nước lạnh với bơm biến tần và bypass nước

Chọn lựa kiểu van điều khiển tại các thiết bị trong hệ thống

Ứng với mạch số 4 ta chọn các van và instrument cho các vị trí chiller, tháp giải nhiệt, bơm nước, FCU, AHU, bồn giản nỡ, bồn châm hóa chất, bồn nước cấp bổ sung:

Hình 5.57 Hệ thống đường nước cấp và hồi cho FCU

Hình 5.58 Hệ thống đường nước cấp và hồi cho AHU

Hình 5.59 Hệ thống đường nước cấp và hồi của Water Chiller

Hình 5.60 Đường nước cấp và hồi của tháp giải nhiệt

Hình 5.61 Sơ đồ bố trí bồn nước cấp bổ sung cho bồn giãn nở và tháp

Hình 5.62 Sơ đồ hệ thống bồn châm hóa chất cho tháp/chiller và bồn giãn nở

Hình 5.63 Chú thích hệ thống

Cơ sở lý thuyết

5.4.1 Xác định kích thước đường ống

Lưu lượng nước trong đoạn ống góp (Tài liệu [2])

 Q – Năng suất lạnh yêu cầu của không gian cần điều hòa, kW

 Δt A =5 o C – Nhiệt độ chênh lệch nước vào và ra dàn lạnh

 C p – Nhiệt dung riêng của nước ở nhiệt độ trung bình tính toán, kJ/kgK

Vật liệu ống nước sử dụng cho hệ thống chiller:

 Ống nước lạnh: sử dụng ống thép đen Schedule 40 theo tiêu chuẩn ASTM A53

 Ống nước giải nhiệt: Trong nhà sử dụng ống thép đen, đi ngoài nhà sử dụng ống thép tráng kẽm. Để xác định kích thước ống nước lạnh ta căn cứ theo tài liệu [2], ứng với lưu lượng tối đa và tối thiểu của từng kích thước ống (Bảng 5.1).

Kích thước ống thép chọn theo quy cách tiêu chuẩn là SCH40 của ASTM B36.10M ta có bảng sau (Tài liệu [12]):

Bảng 5.61 Quy cách ống thép SCH40 theo tiêu chuẩn ASTM B36.10M

Hình 5.64 Tốc độ nước khuyên dùng phụ thuộc vào kích thước ống

Sau khi chọn đường kính ống, ta tiến hành tính tốc độ nước trong ống theo công thức: ω= 4 V π d tr 2 ( m/ s) (5.8)

5.4.2 Xác định tổn thất áp suất

Cần xác định công trình có những đoạn ống nước đi như thế nào, phụ kiện đi kèm Từ đó ta sẽ xác định được các tổn thất áp suất sau:

 Δp đ : Tổn thất áp suất động.

 ΔpV: Tổn thất áp suất động trên đường ống dẫn nước đi

 ΔpR: Tổn thất áp suất động trên đường ống dẫn nước về.

 ΔpTBN: Tổn thất áp suất qua các thiết bị.

 Δp t : Tổn thất áp suất tĩnh (Bỏ qua do ta đã sử dụng bồn giản nỡ hở để cấp nước vào từ trên cao đối với nước lạnh, và tháp giải nhiệt đối với nước nóng).

Tổng tổn thất áp suất: Δp = ΔpV + ΔpR + Δptb = ∆ p cb + ∆ p ms + Δ p tb Để đơn giản việc tính toán tổn thất dọc đường cho hệ thống ống nước (Tài liệu [2]):

 ∆ p 1 − ¿tổn thất áp suất cho một mét chiều dài ống, Pa/m (Tra theo tài liệu [2]).

Tổn thất áp suất cục bộ, ta dùng phương pháp chiều dài tương đương (Tài liệu [2])

 ltđ: Chiều dài tương đương quy ước với các loại co van (Tra theo tài liệu [2]), m

 Δp :Tổn thất trên 1m ống ứng với ống đường kính nhỏ hơn kết nối với tee, van, co,v.v., mmH2O/m (Tra theo tài liệu [2]).

Hệ thống đường ống nước lạnh

5.5.1.1 Đường ống phòng chiller Đoạn ống góp

Lưu lượng nước đoạn ống góp:

Theo Bảng 5.1 và Hình 5.9 ta được ống thép loại SCH40 có các thông số như sau:

 Đường kính tương đương: dtđ = 250 mm

 Đường kính ngoài: dng = 273 mm

 Đường kính trong: dtr = 254,46 mm

Tốc độ nước trong mỗi đoạn ống góp (Theo công thức 5.2) ω= 4.0,09 018 π 0,25446 2 =1,77( m / s)

Hình 5.65 Đường ống phòng Chiller

Các đoạn còn lại tính tương tự như trên và ta có Bảng 5.2 dựa trên hình 5.10

Bảng 5.62 Kích thước các đoạn ống trong phòng Chiller Đoạn ống Lưu lượng

Vận tốc (m/s) Đường kính danh nghĩa Đường kính trong

Bình bay hơi 45,09 200 202,74 1,40 Đầu đẩy bơm 45,09 150 154,08 2,42 Đầu hút bơm 45,09 200 202,74 1,40

5.5.1.2 Các đoạn ống trục chính

Các đoạn ống này cũng tính tương tự như trên, tuy nhiên công trình Park vista gồm nhiều khối riêng lẻ nên đường ống trục chính sẽ chia làm 3 tương ứng 3 khối chính, nhưng khối 1 dài nhất nên ta sẽ tính kích thước trục này để lựa chọn bơm (Hình5.11).

Hình 5.66 Phân chia trục của công trình Bảng 5.63 Các đường ống trục chính 1 Đoạn ống Lưu lượng

Tầng 4 vào AHU 2,37 50 52,51 1,10 Đoạn ống nối vào AHU theo catalogue AHU của Daikin (Phụ Lục) với đường kính danh nghĩa là 50 mm Nên sẽ có vận tốc tương tự như Tầng 4 vào AHU.

5.5.2.1 Tổn thất áp suất dọc đường

Ta tính cho đoạn ống góp chiller với tốc độ dòng chảy: ω=1,77 m/ s Đường kính danh nghĩa: DN250

Theo tài liệu ta có tổn thất áp suất trên 1m ống: Δp=5,22 mm H 2 O / m

Chiều dài đường ống (Đo trên bản vẽ): l = 27 m

Tổn thất áp suất (Công thức 5.3): ∆ p ms '.5,220,94 mm H 2 O

Các đoạn ống còn lại để tính trở lực chọn bơm tương tự như trên ta có Bảng 5.4

Bảng 5.64 Tổn thất áp suất trên các đoạn ống Đoạn ống Tổn thất/ 1m ống mm H 2 O / m Chiều dài (m) Tổn thất (mm H 2 O)

Tầng 4 vào AHU 24,2 40,2 972,84 Ống góp 5,22 27 140,94

Nối vào bình bay hơi 8,45 6 50,70 Đầu đẩy bơm 32,72 2 65,44 Đầu hút bơm 8,45 2 16,90

5.5.2.2 Tổn thất áp suất cục bộ

Chọn co chữ T dùng để rẽ nhánh vào trục chính 3, với loại không giảm đường kính và đường kính ống danh nghĩa: d = 250 mm Ta có chiều dài tương đương theo tài liệu [2] là: ltđ = 4,877 m

Tổn thất áp suất trên 1m ống: ∆ p=9,66 mm H 2 O / m

Tổng tổn thất áp suất (Công thức 5.4): ∆ p cb =9,66.4,877 G,11 mm H 2 O

Các co, van, đột thu, mở, v.v sẽ được tính toán tương tự như trên và ta có Bảng 5.5. Bảng 5.65 Tổn thất áp suất cục bộ của các co, van, tee

Tổn thất/ 1m ống mm H 2 O/ m Chiều dài tương đương (m)

Chữ T (Nối vào bình bay hơi) 2 8,45 8,45 118,47

Chữ T (Nối vào đầu đẩy bơm) 1 32,72 4,877 159,58

Chữ T (Nối vào đầu hút bơm) 1 8,45 5,486 49,36

Co 90 (Vào bình bay hơi) 2 8,45 8,45 128,78

Tổn thất/ 1m ống mm H 2 O/ m Chiều dài tương đương (m)

Van cổng (Bơm) 1 8,45 2,743 23,18 Đột thu 2 256 2,072 1060,86 Đột mở 2 256 3,353 1716,74

Riêng khớp nối mềm ta lựa chọn catalogue của hãng WILLBRANDT với Type 50 (Tài liệu [17]) Đối với khớp nối mềm của đầu đẩy bơm với đường ống có kích thước danh nghĩa là 150 mm nên ta chọn d = 150 mm cho khớp nối mềm (Kích thước Hình 5.12).

Hình 5.67 Khớp nối mềm của hãng WILLBRANDT Lưu lượng tương ứng là: VđB = 45,09 l/s.

Dựa vào catalogue ta có tổn thất áp suất là (Hình 5.13): ∆ p k =¿407,89 mmH2O

Các khớp nối mềm còn lại tính tương tự như trên và có Bảng 5.6.

Bảng 5.66 Tổn thất áp suất qua khớp nối mềm

Lưu lượng (l/s) Đường kính danh nghĩa (mm)

Khớp nối mềm (Đầu hút) 1 45,09 200 101,97

Hình 5.68 Tổn thất áp suất qua khớp nối mềm Đối với đồng hồ đo lưu lượng, chọn loại tuabin lắp đặt ở chiller của hãng Sensus (Điều kiện hoạt động nhiệt độ nước < 50 o C, áp suất < 16 barg) (Tài liệu [18])

Lưu lượng nước qua chiller: V = 45,09 l/s = 162,32 m 3 /h. Ứng với lưu lượng này ta chọn đồng hồ đo lưu lượng có đường kính danh nghĩa 100mm (Lưu lượng danh nghĩa Qn = 230 m 3 /h > V, và lưu lượng tối thiểu Qmin= 0,80 m 3 /h < V)

Dựa vào Catalogue hãng cung cấp ta có tổn thất áp suất là: ∆ p h =¿2039,49 mmH2O

Số lượng đồng hồ: 2 cái

Hình 5.69 Kích thước của đồng hồ Sensus

Như vậy tổn thất áp suất của đồng hồ: ∆ p h =2.2039,49=¿4078,98 mmH2O

Như vậy tổng tốn thất áp suất cục bộ:

Hình 5.70 Tổn thất áp suất qua đồng hồ sensus

5.5.2.3 Tổn thất áp suất qua thiết bị

Tổn thất áp suất này sẽ bao gồm 2 thiết bị:

 Tổn thất áp suất qua AHU (Tra catalogue Daikin dựa trên điều kiện hoạt động về lưu lượng qua máy và thông số không khí trong phòng/ ngoài phòng):

 Tổn thất áp suất qua Chiller (Dựa trên điều kiện hoạt động không khí trong phòng):

 Như vậy: Δptb = ∆ p AHU +∆ p chiller 313,70 mm H 2 O

Do đó tổng tổn thất áp suất động hay tổn thất áp suất của toàn bộ nước lạnh: Δp = Δ p đ 515,23 +7219,88 +10313,70= 34046,81m m H 2 O =3,34 ¯ ¿

Hệ thống đường ống nước giải nhiệt

Hình 5.71 Bố trí đường nước tháp giải nhiệt

Các kích thước đường ống trong đường ống nước giải nhiệt tính tương tự như đương ống nước lạnh và ta có Bảng 5.8 dựa trên Hình 5.16, Hình 5.10 và Hình 5.11

Bảng 5.67 Kích thước các đường ống giải nhiệt Đoạn ống Lưu lượng

Nối vào bình ngưng 52,68 200 202,74 1,63 Đầu đẩy bơm 52,68 150 154,06 2,83 Đầu hút bơm 52,68 200 202,74 1,63

Riêng đường ống nối vào tháp chọn giống với đường kính có sẵn của tháp giải nhiệt của Liang Chi (Hình 4.12).

5.6.2.1 Tổn thất áp suất dọc đường

Tổn thất áp suất dọc đường trong đường ống nước giải nhiệt tính tương tự như đương ống nước lạnh với tháp giải nhiệt bố trí ở tầng 3 và ta có Bảng 5.8.

Bảng 5.68 Tổn thất áp suất dọc đường của đường ống nước giải nhiệt Đoạn ống Tổn thất/ 1m ống mm H 2 O / m Chiều dài (m) Tổn thất (mm H 2 O)

Nối vào bình ngưng 63,6 6 63,6 Đầu đẩy bơm 110,18 2 110,18 Đầu hút bơm 21,2 2 21,2

5.6.2.2 Tính tổn thất áp suất cục bộ

Tương tự như đường ống nước lạnh với khớp nối mềm và đồng hồ đo lưu lượng vẫn chọn cùng hãng.

Bảng 5.69 Tổn thất áp suất cục bộ trên đường ống nước giải nhiệt

Chữ T (Nối vào bình ngưng) 2 10,60 3,657 236,94

Van cổng (Bơm) 1 10,60 2,743 23,18 Đột thu 2 256 2,072 1060,86 Đột mở 2 256 3,353 1716,74 Đồng hồ Sensus (DN100) 2 - - 4078,98

Khớp nối mềm (Bơm đầu đẩy) 1 - - 530,27

Khớp nối mềm (Bơm đầu hút) 1 - - 285,52

5.6.2.3 Tổn thất áp suất qua thiết bị

Tổn thất áp suất này sẽ bao gồm 2 thiết bị:

 Tổn thất áp suất qua Tháp giải nhiệt (Tra catalogue Liang Chi dựa trên điều kiện hoạt động về lưu lượng qua máy và thông số không khí ngoài nhà):

 Tổn thất áp suất qua Chiller (Dựa trên điều kiện hoạt động không khí trong phòng):

 Như vậy: Δptb = ∆ p Tháp + ∆ p chiller = 12525,71mm H 2 O

Như vậy tổng tổn thất áp suất động hay tổn thất áp suất của toàn bộ nước giải nhiêt: Δp= Δ p đ 138,76 + 4983 +12525,716647,47 mm H 2 O=3,59 ¯ ¿

Chọn bơm

Thông số lựa chọn bơm nước lạnh (Hệ số an toàn 1,05):

Từ những thông số trên, ta chọn 2 bơm ly nước lạnh ly tâm mắc song song của hãng Grundfos (Tài liệu [10]), với các thông số được tính toán từ phần của hãng như sau:

 Số lượng: 2 Bơm ly tâm ghép song song (Chạy đồng thời)

 Công suất mỗi động cơ: 45 kW (Điện thế: 380V/50 Hz/3~)

 Đường kính đầu hút của bơm: DN 200

 Đường kính đầu đẩy của bơm: DN 150

Hình 5.72 Đường đặc tính của bơm và đường đặc tính hệ thống

Thông số lựa chọn bơm nước giải nhiệt (Hệ số an toàn 1,05):

Từ những thông số trên, ta chọn 2 bơm ly nước giải nhiệt ly tâm mắc song song của hãng Grundfos (Tài liệu [10]), với các thông số được tính toán của hãng như sau:

 Số lượng: 2 Bơm ly tâm ghép song song (Chạy đồng thời)

 Công suất mỗi động cơ: 45 kW (Điện thế: 380V/50 Hz/3~)

 Đường kính đầu hút của bơm: DN 200

 Đường kính đầu đẩy của bơm: DN 150

Hình 5.73 Đường đặc tính của bơm và đường đặc tính hệ thống

Bồn giãn nở

Bình giãn nở là thiết bị dùng trong hệ thống ống dẫn nước loại kín để điều hòa những ảnh hưởng do sự thay đổi nhiệt độ dẫn đến thay đổi thể tích của lượng nước và bổ sung nước cho hệ thống khi bị rò rỉ.

Bình giãn nở hở là bình có lỗ thông với không khí ngoài trời nên áp suất làm việc của phía hút hệ thống luôn bằng áp suất khí quyển Bình giãn nở hở đơn giản về cấu tạo, rẻ tiền, không chịu áp

Bình giãn nở kín là bình không có lỗ thông với không khí bên ngoài nên áp suất làm việc của hệ thống khác với áp suất khí quyển, do đó bình có áp kế để theo dõi áp suất hệ thống Vì nước nóng có khả năng hòa tan oxy làm han rỉ đường ống nên nhiều bình giãn nở kín có thêm màng cao su đàn hồi ngăn cách nước và không khí trong bình, khi đó người ta gọi là bình giãn nở có màng đàn hồi.

Hình 5.74 Bình giãn nở kiểu hở

Thể tích của bình giãn nở được tính bằng phần trăm giãn nở của đường nước và của chính vỏ bình Tuy nhiên để đơn giản trong tính toán ta có thể tính thể tích tối thiểu của bình giản nỡ bằng 6% toàn bộ thể tích chứa trong hệ thống ống Mặc khác ta có áp dụng công thức sau để tính thể tích tối thiểu (Tài liệu [2]).

 V = 70 m 3 : Thể tích chứa nước toàn bộ hệ thống

 Vn : Thể tích chứa nước của bồn giãn nở, m 3

 β=0,7 %: Hệ số giãn nở Theo tải liệu [2], ứng với nhiệt độ hoạt động tối thiếu và tối đa của bồn ∆ t = 40 o C.

Như vậy tổng thể tích chứa của bình giãn nở sẽ là Vn = 0,7%.70 = 0,49 m 3 = 490 l

Do đó ta chọn bồn giãn nở loại hở thẳng đứng của hãng MAXIVAREM (Tài liệu [19]) (Phạm vi hoạt độ nhiệt độ cho nước lạnh), có thông số như sau:

Hình 5.75 Catalogue bồn giãn nở của hãng MAXIVAREM

THIẾT KẾ HỆ THỐNG ỐNG GIÓ

Tổng quát chung

Tùy thuộc vào mục đích sử dụng mà trong Hệ thống điều hòa không khí Water Chiller (WC) người ta chia Hệ thống đường ống gió ra thành 4 loại đó là:

 Ống gió cấp: Dùng để vận chuyển gió lạnh từ FCU/AHU vào không gian điều hòa.

 Ống gió tươi: Dùng để vận chuyển gió tươi được lấy từ bên ngoài vào FCU/AHU.

 Ống gió hồi: Dùng để vận chuyển gió từ không gian điều hòa về lại FCU/AHU.

 Ống gió thải: Dùng để thải bớt một lượng không khí trong không gian điều hòa ra bên ngoài khí quyển.

Hệ thống đường ống dẫn gió thông thường bao gồm những thành phần chính như sau: Ống gió, Quạt gió, Miệng/Cửa gió, Đường ống, Tiêu âm, Damper, Filter, Van.

Có hai loại ống gió chính thường được sử dụng đó là: Ống gió mềm và Ống gió tôn (Hình 6.1 và Hình 6.2).

 Ống gió mềm: Có cấu tạo gồm 3 lớp:

 Lớp trong cùng: Làm bằng giấy tráng nhôm và đồng thời có thêm các vòng thép được xoắn theo kiểu lò xo để tăng độ cứng.

 Lớp ở giữa: Làm bằng bông thủy tinh.

 Lớp ngoài cùng: Làm bằng giấy tráng nhôm giúp cách nhiệt và chống ẩm tốt.

 Ống gió tôn: Thường được cấu tạo bằng tôn tráng kẽm với nhiều hình dáng (Tròn,Vuông và Oval) và kích thước khác nhau ta có thể dễ dàng lựa chọn sao cho phù hợp.

Hình 6.76 Ống gió tôn Hình 6.77 Ống gió mềm

Trong Hệ thống đường ống dẫn gió người ta thường sử dụng hai loại quạt chính để dẫn động không khí đó là:

 Quạt ly tâm: Có cột áp lớn nhưng lưu lượng gió nhỏ.

 Quạt hướng trục: Có cột áp nhỏ nhưng lưu lượng gió lớn.

Hình 6.78 Quạt hướng trục Hình 6.79 Quạt ly tâm Đối với AHU ta sẽ sử dụng quạt ly tâm vì cần cột áp lớn, còn đối với FCU ta sẽ sử dụng quạt hướng trục vì lưu lượng lớn cũng như nhỏ gọn.

Vì đặc tính của thiết bị cũng như yêu cầu của chủ đầu tư về độ thẩm mỹ mà ta sẽ dùng cả hai loại Miệng gió cấp/hồi và một loại Miệng gió thải/tươi như sau:

Bảng 6.70 Các loại miệng gió thường dùng

Loại Nội dung Hình ảnh

Diện tích phần trống: Khoảng 50%.

Mục đích: Dùng để cấp gió vào nơi điều hòa. Đặc điểm: Phù hợp với tất cả loại trần.

Mục đích: Dùng để cấp gió tươi hoặc thải gió ra khỏi không gian điều hòa.

Diện tích phần trống: Khoảng 60%. Đặc điểm: Điều chỉnh góc độ theo yêu cầu.

Loại Nội dung Hình ảnh

Mục đích: Dùng để thu hồi gió trong không gian điều hòa về FCU.

Kích thước miệng lớn hơn cổ là 50 mm.

Diện tích phần trống: Khoảng 60%.

6.1.3 Các phương pháp tính toán

Có ba phương pháp thường dùng để tính toán cũng như lựa chọn kích thước đường ống của hệ thống trên là: Giảm dần vận tốc, Ma sát đồng đều và Phục hồi áp suất tĩnh

Bảng 6.71 So sánh các Phương pháp thiết kế Hệ thống đường ống dẫn gió

Phương pháp Giảm dần vận tốc Ma sát đồng đều Phục hồi áp suất tĩnh

Chọn tốc độ gió phù hợp trên cơ sở độ ồn nhỏ và chủ động giảm tốc qua các đoạn ống kế.

Tổn thất áp suất trên một đơn vị chiều dài của tất cả các đoạn ống là bằng nhau /toàn bộ đường ống.

Xác định kích cỡ ống dẫn sao cho tổn thất trong đoạn ống đó đúng bằng độ tăng áp suất tĩnh do sư giảm tốc của KK sau mỗi nhánh rẽ.

Kích cỡ ống Nhỏ Trung bình Lớn khi đường ống càng dài.

Dành cho đường ống có lưu lượng nhỏ và người có kinh nghiệm thực tế.

Tòa nhà cao tầng, nhà máy, xưởng sản xuất,…

Bất kỳ tốc độ và áp suất nào đều có thể dùng được phương pháp này.

Qua Bảng 6.2, ta quyết định lựa chọn Phương pháp ma sát đồng đều để tính toán thiết kế Hệ thống đường ống dẫn gió cho toàn bộ phần đế này Tuy nhiên trong mục này ta chỉ cần trình bày cách tính toán cho phòng điển hình Các Phòng còn lại sẽ tính toán tương tự như trên bằng Microsoft Excel 365, rồi đưa ra Bảng tổng kết.

Tính toán hệ thống gió

6.2.1 Tính toán kích thước miệng và cửa gió Đối với gió tươi, ta gộp gió tươi cấp cho nhiều phòng lại với nhau và sau nối đường ống thông ra tường ngoài để lấy gió tươi bằng cửa gió tươi và quạt Ta gộp phòng 1F – TM 15 với phòng 1F – SHCĐ 02. Đối với gió thải ta sẽ nối đường ống hở từ trần thông ra tường ngoài bằng cửa gió thải mà không cần lắp miệng gió trên trần Ngoài ra ta cũng gộp phòng và tính tương tự như gió tươi.

6.2.1.1 Miệng gió cấp và hồi

Lưu lượng gió cấp vào Phòng (Bảng 4.4):

Số lượng FCU trong Phòng (Bảng 4.4): N FCU =3 (Máy)

Lưu lượng gió mà mỗi FCU của Phòng cung cấp:

Q ' cấp =Q cấp / N FCU 49,13 /3Q6,38 (l/ s Máy ) Chọn số lượng miệng gió mà mỗi FCU kết nối: N MCH =1 ¿Miệng/Máy)

Lưu lượng gió mỗi miệng gió:

L cấp/hồi =Q ' cấp / N MCH Q6,38 /1Q6,38(l / s.Miệng )

Từ đó chọn chọn miệng gió cấp dạng Diffuser 4 hướng thổi của hãng Kool air (Tài liệu [20]) với các thông số (Hình 6.5):

 Tổn thất áp suất: 4 (Pa)

 Diện tích phần có ích: A k cấp =¿0,1331 m 2

Tiêu chuẩn vận tốc gió tại miệng gió cấp (Tài liệu [2], Cao độ trần của Phòng là 3,7):

Vận tốc gió tại miệng gió cấp:

Các phòng còn lại sẽ được tính toán tương tự như trên và được liệt kê trong Bảng 6.3 Bảng 6.72 Tính toán kích thước miệng gió cấp

Tầng Tên phòng Lưu lượng gió cấp (l/s)Số miệng Kích thước (mm) Vận tốc

Hình 6.80 Catalogue miệng gió cấp của hãng Kool AirMiệng gió hồi cũng tính tương tự như miệng gió cấp với lưu lượng bằng nhau,tuy nhiên ta sẽ chọn model 20-45-H của hãng Kool Air (Tài liệu [20]) với thông số cụ thể như hình 6.6 và ta có Bảng 6.4

Hình 6.81 Catalogue miệng gió hồi của hãng Kool Air

Bảng 6.73 Kích thước miệng gió hồi

Tầng Tên phòng Lưu lượng gió hồi (l/s) Số miệng Kích thước (mm) Vận tốc

4F – TMDV 02 4F – TMDV 03 4F – TMDV 04 4F – TMDV 05 4F – TMDV 06 4F – TMDV 07

4F – TMDV 08 4F – TMDV 09 4F – TMDV 10 4F – TMDV 11 4F – TMDV 12

6.2.1.2 Cửa gió thải và tươi

Lưu lượng gió tươi cấp vào 1F – TM 15, 1F – TM 16 và 1F – SHCĐ 2 (Bảng 4.7):

L tươi =Q tươi 7,5+90,28+236,11Q3,89(l/s) Tiêu chuẩn vận tốc qua cửa gió tươi (Tài liệu 1): V ktc =2,5−4,0 m /s

Kích thước và vận tốc cửa gió tươi tính giống như miệng gió cấp, ta chọn model 200 của hãng Kool Air (Tài liệu [20]) với kích thước Hình 6.7 và ta có Bảng 6.5.

Bảng 6.74 Kích thước cửa gió tươi

Tầng Tên phòng Lưu lượng gió tươi (l/s) Kích thước (m) Vận tốcL H (m/s)

1F – TM 02 1F – TM 03 1F – TM 04 1F – TM 05 1F – TM 06 1F – TM 07

2F – TM 02 2F – TM 03 2F – TM 04 2F – TM 05 2F – TM 06 2F – TM 07 2F – TM 08

2F – TM 23 2F – TM 24 2F – TM 25 2F – TM 26 2F – TM 29

2F – TM 30 2F – TM 31 2F – TM 32 2F – TM 33 2F – TM 17 2F – TM 27

4F – TMDV 02 4F – TMDV 03 4F – TMDV 04 4F – TMDV 05 4F – TMDV 06 4F – TMDV 07

4F – TMDV 08 4F – TMDV 09 4F – TMDV 10 4F – TMDV 11 4F – TMDV 12

Hình 6.82 Catalogue cửa gió tươi của Hãng Kool Air

Vì lưu lượng gió tươi và thải là như nhau nên kích thước và vận tốc của cửa gió thải bằng cửa gió tươi, do đó ta chọn số cửa cũng như model giống với cửa gió tươi.

6.2.2 Tính toán đường ống dẫn gió cấp

Từ bản vẽ thiết kế Hệ thống đường ống dẫn gió tươi, ta đưa ra cách tính toán để lựa chọn kích thước từng đoạn ống của các đường ống dẫn gió tươi/cấp/thải/hồi cho công trình Ta tính toán đường ống dẫn gió của AHU – 01 làm đại diện.

Hình 6.83 Bố trí sơ bộ đường ống gió tươi và miệng gió cấp của AHU – 01 Để xác định kích thước ống, đề tài sẽ lấy đường đi của một đoạn ống điển hình (từ đầu ra AHU – 01 đến miệng gió xa nhất) để tính toán, các đoạn còn lại sẽ được tính toán một cách tương tự

6.2.1.1 Tính kích thước đường ống gió cấp Đoạn AB

Vì đây là đoạn ống đầu tiên của cụm ống đang xét nên lưu lượng là lưu lượng tổng cho khu vực này là: Q AB 52,15 l / s

Với ∆ p=1 Pa /m và Q AB 52,15 l /s , ta xác định đường kính tương đương từ hình 10.5 Tài liệu [2]: d tđ U0 mmvà v=7,3 m/ s

Tiết diện đường tròn tương đương:

Kích thước ống (a x b) ta tra bảng quy đổi đường kính tương đương ống dẫn có tiết diện hình chữ nhật có chiều dài hai cạnh a, b như sau (Theo bảng 9.4 tài liệu [2]): a = 750 mm; b = 350 mm Tiết diện thực tế: S AB = a.b=0,75.0,35 =0,26 m 2

Vận tốc thực tế: v AB = Q AB

0,26 =6,67 m/ s Đoạn BC Đoạn BC đáp ứng 12 miệng gió cấp Vì vậy lưu lượng của ống gió BC:

Từ phần trăm lưu lượng, ta xác định phần trăm tiết diện dựa trên bảng 10.1 tài liệu [2],

% tiết diện = 73,5 %: S BC tr s,5 % S AB s,5 %.0,24=0,17 m 2 Đường kính tương đương: d BC = √ 4 π S BC = √ 4.0,17 π = 0,472 m= 472 mm

Từ đường kính d BC , chọn kích thước ống BC (Tài liệu [2]): a = 550 mm; b = 350 mm

Tiết diện thực tế: S BC =a.b=0,55.0,35=0,19

Vận tốc thực tế: v AB = Q BC

Tính tương tự cho mấy ống tiếp theo ta có Bảng 6.6

Bảng 6.75 Kết quả tính toán ống gió cấp của AHU – 01 Đoạn ống Q

Riêng ống gió mềm, tốc độ khuyên dùng trong ống gió mềm (Tài liệu [2]) là 3,5 m/s. Diện tích ống gió mềm sẽ là:

Chọn đường kính ống gió mềm theo catalogue của Remark (Tài liệu [21]) loại ống gió mềm có bảo ôn bông Polyester (Kích thước của loại này như hình bên dưới) với:

Hình 6.84 Kích thước đường ống gió mềm Tính lại vận tốc:

Như vậy chọn ống gió mềm có kích thước d = 100 mm

6.2.2.2 Tổn thất do ma sát dọc đường

Tính trở lực lớn nhất trong hệ thống đường ống gió cấp xa nhất Theo Hình 6.8, đoạn ống dài nhất trên đường ống dẫn gió là A-B-C-D-E-F-G-H

Công thức tính tổn thất áp suất ma sát như sau (Tài liệu [2]):

 ∆ p : trở kháng ma sát trên 1 m chiều dài đoạn ống, Pa/m.

Bảng 6.76 Tổn thất áp suất trên đường ống gió cấp xa nhất Đoạn ống a x b

Riêng tổn thất trên ống gió mềm tra catalogue Remark (Tài liệu [21]) ta có Hình 6.10:

∆ p = 4 Pa/m Chiều dài đoạn ống nối mềm: L = 1,1 m

Như vậy tổn thất áp suất trên ống nối mềm (Công thức 6.1): ∆ p msm = 4.1,1= 4,4 Pa

Tổng tổn thất áp suất dọc đường sẽ là: ∆ p ms =¿46,9 + 4,4 = 50,3 Pa

Hình 6.85 Tổn thất dọc đường trên khớp nối mềm

6.2.2.3 Tổn thất áp suất cục bộ

Công thức tính tổn thất áp suất cục bộ như sau (Tài liệu [2]):

 β : Hệ số tổn thất áp suất (Tài liệu [2]), phụ thuộc vào từng loại phụ kiện).

 p d : Áp suất động dựa trên vận tốc tương ứng, Pa p d =0,602 v 2 (6.14)

 v: Vận tốc qua co, cút, tee, v.v (m/s)

Trở lực cục bộ đoạn co 90 °

Trên đoạn AB có 1 co 90 ° tiết diện hình chữ nhật, ta có R/ W =1,25 (chọn ti số tối ưu theo tài liệu [2])

350 =2,14 Tra bảng 10.11a tài liệu [2], ta được: β=0,16

Xác định áp suất động (Theo công thức 6.2): p d =0,602 6,67 2 &,78 Pa

Tổn thất cục bộ (Theo công thức 6.3): ∆ p cb =0,16.26,78 =4 Pa

Kiểm tra bằng phần mềm ASHRAE Duct Fitting Database (Tài liệu [25]), ta thấy cho cùng 1 kết quả

Hình 6.87 Tổn thất co 90 tính bằng phần mềm

So sánh kết quả tính toán với nhau ta nhận thấy sai số gần như không có Do đó, tất cả các phần tính toán trở lực cục bộ sẽ lấy từ phần mềm Ashrae Duct Fitting Database.

Dựa trên Hình 6.8 ta có các co, nhánh rẽ, tiết diện thu hẹp, v.v cần tính tổn thất áp suất được trình bày trong Bảng 6.8

Bảng 6.77 Tổn thất cục bộ của AHU – 01 Đoạnống Kiểm tra tổn thất cục bộ β Tổn thất (Pa) Số lượng Tổng tổn thất

AB Co 90 750 x 350 0,16 4 2 8 Ống rẽ nhánh dạng chữ Y 0,04 1 1 1

BC Tiết diện thu hẹp

CD Tiết diện thu hẹp

DE Tiết diện thu hẹp

EF Tiết diện thu hẹp

FG Tiết diện thu hẹp

400x275 – 300x275 0,03 1 1 1 Đoạnống Kiểm tra tổn thất cục bộ β Tổn thất (Pa) Số lượng Tổng tổn thất

Tổng tổn thất cục bộ: ∆ p cb ( Pa)

Tổng tổn thất ma sát và cục bộ đường gió cấp: ∆ p c P,3+ 877,3 ( Pa)

6.2.3 Tính toán đường ống dẫn gió hồi

Hình 6.88 Đường ống gió hồi AHU

Tương tự cách tính kích thước và trở lực đường ống gió cấp, ta có kích thước và trợ lực của các đoạn ống gió hồi trong Bảng 6.9 và 6.10

Bảng 6.78 Kích thước và tổn thất áp suất trên đường ống gió hồi Đoạn ống a x b

Riêng ống gió mềm, tốc độ dùng trong ống gió mềm là (Tài liệu [2]) V = 6 m/s.

Cách tính toán tương tự đoạn ống gió mềm của đường gió cấp ta sẽ có kích thước ống gió mềm: d = 100 mm

Với chiều dài ống nối mềm L = 1,1 m (Hình 6.11), tổn thất áp suất và vận tốc sẽ là:

 Tổn thất áp suất trên ống nối mềm: ∆ p msm =5,5 Pa

Tổng tổn thất áp suất dọc đường sẽ là: ∆ p ms a,5 +5,5g Pa

Bảng 6.79 Tổn thất áp suất cục bộ trên đường ống gió hồi Đoạn ống Tổn thất cục bộ β Tổn thất (Pa) Cái Tổng tổn thất (Pa)

AB Co 90 0,16 4 4 16 Ống rẽ chữ Y 0,35 8 1 8

BC Tiết diện thay đổi 0,15 3 1 3

Tổng tổn thất cục bộ: ∆ p cb 5( Pa)

Tổng tổn thất trên đường gió hồi: ∆ p h g+1052 Pa

Tổng tổn thất áp suất để chọn quạt: ∆ p=∆ p h +∆ p c 2+ 137,309,3 Pa

6.2.4 Tính toán đường ống gió tươi Đường ống gió thải nối trực tiếp vào đoạn cuối cùng hồi về máy, còn đường ống gió tươi thì nối trực tiếp vào máy nên tổn thất trên đường gió tươi và thải phải bằng với tổn thất trên đường gió hồi + gió tươi hoặc thải (Riêng gió thải ta trừ bớt co và đoạn AB) (Cách tính tương tự tổn thất ống gió cấp rồi tổng kết thành Bảng 6.12 và 6.13) Còn kích thước đường ống ta tính tương tự như đường ống gió cấp và tổng kết thành Bảng 6.11).

Hình 6.14 là đường ống gió hồi và thải (Màu xanh gió thải, màu đỏ gió tươi) củaAHU.

Hình 6.89 Đường ống gió tươi và thải của AHU

6.2.4.1 Kích thước đường gió tươi và thải

Bảng 6.80 Kích thước đường ống gió tươi Đoạn ống a x b (mm x mm) L (m) Q (l/s) V (m/s) ∆ p (Pa/m) ∆ p ms (Pa/m)

6.2.4.2 Tổn thất đường ống gió tươi

Tổn thất áp suất dọc đường

Bảng 6.81 Tổn thất đường ống gió tươi Đoạn ống a x b (mm x mm) L (m) Q (l/s) V (m/s) ∆ p (Pa/m) ∆ p ms (Pa/m)

Tổn thất áp suất cục bộ

Bảng 6.82 Tổn thất áp suất cục bộ đường ống tươi Đoạn ống Tổn thất cục bộ β Tổn thất (Pa) Cái Tổng tổn thất (Pa)

Cửa gió tươi (100%) - - 1 2,5 Đối với Filer ta chọn hãng MAN+HUMMEL (Tài liệu [22]) với kích thước là 287x592 mm Với lưu lượng qua Filter là 1098 m 3 /h ≈ 1000 m 3 /h.

Hình 6.90 Tiêu âm của hãng MAN+HUMMEL

Dựa vào catalogue ta có tổn thất áp suất qua filter (Hình 6.15): ∆ p = 190 Pa Đối với khớp nối mềm trên đường ống gió tươi/thải ta chọn kích thước tương ứng với lỗ tròn của filer (E) là DN200 (Tài liệu [13]).

Hình 6.91 Tổn thất qua khớp nối mềm Như vậy vận tốc qua khớp nối mềm: V = 6,22 m/ s

Tổn thất trên khớp nối mềm của tươi và thải/1 m (Hình 6.16, chọn loại Fully Stretched): 3,4 Pa/m

Chiều dài khớp nối mềm là: 0,3 m Số lượng là: 2 cái

Tổn thất áp suất qua khớp nối mềm là: ∆ p=¿ 2,04 Pa

Tổng tổn thất áp suất đường gió thải là: ∆ p2+ 22,5 +2,04 6,54 Pa

Tổng tổn thất áp suất trên đường gió tươi là: ∆ p2+ 14,5+ 2,048,54 Pa

6.2.4.3 Chọn quạt cho đường gió tươi Đối với đường ống gió cấp và hồi ta không cần phải chọn quạt vì có quạt của máy đã cấp sẵn theo catalogue của Hãng Ta chỉ chọn quạt gió tươi và thải cho AHU.

Thông số lựa chọn quạt gió tươi (Hệ số an toàn là 1,05):

 Tổn thất áp suất: ∆ p=¿197,97 Pa

Ta lựa chọn quạt hướng trục của Hãng Fantech (Tài liệu [11]) với các thông số cơ bản như sau:

 Model: APB0402AP5/24 (Số cực: 2)

 Công suất động cơ: 1,11 kW (Max: 1,22 kW)

 Hiệu điện thế: 410V/50Hz (Tần số hoạt động: 50Hz)/3~

 Cường độ dòng điện tối đa: 2,20 A

 Tốc độ quạt: 2880 Rpm (Max: 2880 Rpm)

Hình 6.92 Đường đặc tính của quạt gió tươi

6.2.5 Tính toán đường ống gió thải

Dựa trên hình 6.14, ta tính toán đường ống gió thải tương tự như mục 6.2.4, ta được bảng giá trị của đường ống gió thải như sau:

Bảng 6.83 Kích thước đường ống gió thải Đoạn ống a x b (mm x mm) L (m) Q (l/s) V (m/s) ∆ p (Pa/m) ∆ p ms (Pa/m)

Bảng 6.84 Tổn thất đường ống gió thải Đoạn ống a x b (mm x mm) L (m) Q (l/s) V (m/s) ∆ p (Pa/m) ∆ p ms (Pa/m)

Bảng 6.85 Tổn thất cục bộ đường ống gió thải Đoạn ống Tổn thất cục bộ β Tổn thất (Pa) Cái Tổng tổn thất (Pa)

Thông số lựa chọn quạt gió thải (Hệ số an toàn là 1,05):

 Tổn thất áp suất: ∆ p=¿ 185,37Pa

Ta lựa chọn quạt hướng trục của Hãng Fantech (Tài liệu [11]) với các thông số cơ bản như sau:

 Model: APB0402AP5/24 (Số cực: 2)

 Cường độ dòng điện tối đa: 2,20 A

Hình 6.93 Cấu tạo và đường đặc tính của quạt gió thải

THIẾT KẾ HỆ THỐNG THÔNG GIÓ VÀ TẠO ÁP CẦU THANG

Hệ thống thông gió tầng hầm

Thông gió tầng hầm là tạo ra sự luân chuyển, trao đổi không khí giữa bên trong và bên ngoài tầng hầm, hoặc với các tầng trên của tầng hầm giúp giảm tải chất độc hại, cung cấp khí tươi và tạo sự thông thoáng cho con người hoạt động dưới tầng hầm.

Tầng hầm là nơi ẩm thấp, ngột ngạt hơn tất cả các khu vực khác trong tòa nhà. Với các tầng hầm chỉ đơn giản là chứa xe ở các trung tâm thương mại thì cũng bị ô nhiễm nóng bức bởi mùi xăng xe và người ra vào Với các tầng hầm được tận dụng để làm nhà kho, chứa đồ đạc, hàng hóa, lương thực phẩm thì còn ẩn giấu các mùi khó chịu, nấm mốc, vi khuẩn độc hại Vì vậy, thông gió tầng hầm không chỉ để giảm lượng khí CO, mà còn giảm các các khí Radon độc hại (khí có khả năng gây ung thư phổi dù không hút thuốc).

Vị trí đỗ xe và lưu thông xe là nơi thích hợp đặt đường ống hút, nên đặt sát tường Tác dụng của việc này là hút được tối đa lượng khói thải khi kết hợp đặt đường gió tươi ở giữa không gian Khi đó gió tươi vừa cấp khí oxi cho người, vừa dồn khí độc sang khu vực đầu hút gió thải Đầu xả khói và đầu hút gió tươi sẽ đặt ngoài trời.

Thực tế, để đưa gió thải từ tầng hầm ra ngoài trời ở tầng trệt, người ta thường xây dựng các hộp gió (ụ gió) bê tông, hình hộp chữ nhật, độ cao từ 1,2m đến 1,5m để xả gió thải bằng các miệng gió louver ở các mặt bên của hộp; vận tốc gió tối đa tại các mặt louver nên là 2,5m/s cho tầng trệt Đối với đầu hút gió tươi, vận tốc gió tươi tối đa tại mặt louver nên là 2m/s đối với tầng trệt), nên cách xa đầu xả gió thải tối thiểu là 5m, nhằm tránh trường hợp gió thải bị cuốn vào đầu hút gió tươi

Thiết kế thông gió tầng hầm theo TCVN 5687 – 2010 (Tài liệu [4]) và QCVN 06:2022/BXD (Tài liệu [6])

7.1.1.1 Chia zone hút khói thải

Dự án Park Vista có 2 tầng hầm:

 Tầng hầm 1 có diện tích: 7322 m 2

 Tầng hầm 2 có diện tích: 11433 m 2

Tổng diện tích hầm tầng 1 là 7322 m 2 > 3000 m 2 Ta chia Tầng hầm 1 thành 2 zone, mỗi zone có một hệ thống thông gió riêng Khi đó diện tích của zone được thể hiện trong Bảng 7.1.

Hình 7.94 Zone của tầng hầm 1 Bảng 7.86 Diện tích zone của tầng hầm 1

STT Tên khu vực Diện tích ( m 2 )

Tổng diện tích hầm lớn hơn 1900 m 2 , nên ta sử dụng quạt hút thải 2 tốc độ: 6ACH và 9ACH (Phụ lục G, tài liệu [4]).

Do khoảng cách từ vách đến ram dốc của tầng hầm 1 là 114,1 m, lớn hơn 18 m, nên hệ thống thông gió này bắt buộc phải có quạt cấp gió tươi cho người.

Quạt tầng hầm: có chức năng là hút gió, thông gió tầng hầm mang đến các luồng khí tươi mới Gồm 2 loại:

 Quạt hướng trục: là dòng quạt thông gió công nghiệp phổ biến hiện nay Chúng có tác dụng thông gió làm mát, lưu thông không khí Thích hợp để lắp đặt cho các tầng hầm Với lưu lượng lớn, quạt hướng trục có khả năng làm mát cho các không gian có diện tích rộng.

 Quạt ly tâm công nghiệp có khả năng hút mạnh mẽ giúp hút sạch được bụi bẩn, không khí độc hại có trong không gian Thích hợp sử dụng cho các khu công nghiệp, nhà máy, những nơi phát sinh nhiều bụi bặm, khí độc hại… Chúng cũng có thể sử dụng cho các tầng hầm.

Hình 7.95 Quạt hút và quạt cấp của hệ thống thông gió tầng hầm

Vì có chế độ 9ACH nên cần gắn cảm biến CO để nhận biết nồng độ khí CO trong trường hợp khẩn cẩp (có khói, xảy ra hỏa hoạn) Bố trí cảm biến loại thường sao cho kín các vòng tròn có đường kính 8m, không xuyên tường Cao độ gắn cảm biến là từ 1,2m đến 1,5m, phù hợp với chiều cao của người châu Á Ngoài ra, do khí CO nhẹ hơn so với không khí tươi khi có khói xe cộ hay cháy, dẫn đến khí CO có xu hướng bay lên trần tầng hầm, ta gắn cảm biến CO ở trên cao để dễ dàng nhận biết tín hiệu.

Chế độ làm việc của quạt:

 Nồng độ CO < 9ppm, quạt hút gió thải tắt Quạt cấp gió tươi tắt

 Nồng độ CO từ 9 ppm đến 25 ppm (chế độ bình thường), quạt hút gió thải chạy với tốc độ thấp 6ACH Quạt cấp gió tươi hoạt động.

 Nồng độ CO > 25ppm (khi lưu lượng xe cộ trong tầng hầm quá đông), quạt hút gió thải chạy với tốc độ cao 9ACH Quạt cấp gió tươi hoạt động.

 Khi có sự cố cháy xảy ra, quạt hút gió thải chạy với tốc độ cao 9ACH Quạt cấp gió tươi tắt.

Bố trí đường hút thải – cấp tươi

Vị trí đỗ xe và lưu thông xe là nơi thích hợp đặt đường ống hút,nên đặt sát tường Tác dụng của việc này là hút được tối đa lượng khói thải khi kết hợp đặt đường gió tươi ở giữa không gian Khi đó gió tươi vừa cấp gió O 2 cho người, vừa dồn khí độc sang khu vực đầu hút gió thải Đầu xả khói thải và đầu hút gió tươi ngoài trời

Trường hợp 1: Thực tế, để đưa gió thải từ tầng hầm ra ngoài trời ở tầng trệt, người ta thường xây dựng các hộp gió (ụ gió) bê tông, hình hộp chữ nhật, độ cao từ 1,2m đến 1,5m để xả gió thải bằng các miệng gió louver ở các mặt bên của hộp; vận tốc gió tại các mặt louver nên là 2,5m/s cho tầng trệt Trường hợp này chỉ nên áp dụng khi công trình có khuôn viên rộng ở tầng trệt, ví dụ như xây hộp gió tại bồn hoa của khu chung cư – căn hộ cao cấp, vừa thẩm mỹ, vừa tiện lợi.

Trường hợp 2: Ngoài cách trên, người ta còn sử dụng ống khói thải bằng tôn hoặc bê tông ôm sát tường, đi lên cao, thải gió ra ngoài trời bằng miệng louver, áp dụng cho công trình với khuôn viên xung quanh chật hẹp, rào cản xung quanh là các bức tường của tòa nhà kế bên. Đầu hút gió tươi (vận tốc gió tươi tại mặt louver nên là 2 m/s đối với tầng trệt), nên cách xa đầu xả gió thải tối thiểu là 5m, nhằm tránh trường hợp gió thải bị cuốn vào đầu hút gió tươi.

7.1.2 Tính toán kích thước đường ống gió thải và cấp gió tươi

Hình 7.96 Bố trí đường gió thải và cấp gió tươi thông gió ở tầng hầm 1

Ta chọn zone 1 của tầng 1 làm khu vực điển hình để trình bày tính toán, khu vực zone 2 và tầng hầm 2 sẽ được tính tương tự

 Chiều cao trần từ sàn đến trần bê tông: h = 3,6 m

Hình 7.97 Sơ đồ nguyên lý thông gió tầng hầm

Tốc độ gió tại các miệng, cửa gió hút và cấp phải nằm trong khoảng từ 1 ÷ 3m/s và tổn thất áp suất tối đa 1,5 Pa/m (do tầng hầm không yêu cầu cao về tiện nghi độ ồn như các không gian cấp gió lạnh điều hòa) theo tiêu chuẩn QCVN 08:2009/BXD Chọn khoảng cách giữa các 2 miệng gió là 4 m nằm trong khoảng 3 ÷ 6 m theo Tài liệu [1].

Miệng gió cấp và hút chọn theo hãng Kool Air với Model 20.1 Supply Grill dành cho miệng gió cấp và model 20.2 Return Grill dành cho miệng gió thải Kích thước cơ bản như hình 7.5 và Hình 7.6 Cửa gió cấp và hút cũng chọn theo Hãng Kool Air với Model 200 Fresh air intake grill Kích thước cụ thể được đề cập chương 6 Hình 6.7.

Hệ thống thông gió nhà vệ sinh

Nhà vệ sinh là một không gian được xem như phản ánh sự tiện nghi của dự án tương ứng với quy mô Chúng ta có thể thấy, ngoài việc sạch sẽ thì với các dự án càng lớn hiện đại nhà vệ sinh cũng được đầu tư không chỉ thẩm mỹ cao về kiến trúc mà các yếu tố về thông gió cũng luôn được chú trọng rất lớn.

Hệ thống thông gió nhà vệ sinh được tính tương tự như Chương

6 Vì vậy trong mục này bỏ qua phần trình bày tính toán lựa chọn miệng gió, tính tổn thất ống gió và chọn quạt.

7.2.1 Cửa và miệng hút gió

Lưu lượng hút được tính theo công thức: Q = S.h.ACH, m 3 / h

 S: Diện tích khu vực vệ sinh, m 2

 h: Chiều cao khu vực nhà vệ sinh, m

 ACH: bội số trao đổi không khí Từ phụ lục G tài liệu [4], ACH = 10 lần/h.

Ta gộp 2 nhà vệ sinh ở tầng 4 để tính toán điển hình cho hệ thống thông gió, các phòng còn lại tính tương tự.

Tổng diện tích nhà vệ sinh nam: S1 = 23,6 m 2 , nhà vệ sinh nữ: S2 = 23,2 m 2

Tốc độ gió tại các miệng, cửa gió hút và cấp phải nằm trong khoảng từ 1 ÷ 3m/s và tổn thất áp suất tối đa 1,5 Pa/m theo tiêu chuẩn QCVN 08:2009/BXD Chọn khoảng cách giữa các 2 miệng gió là 3 m nằm trong khoảng 3 ÷ 4 m theo Tài liệu [1]. Đối với kích thước cổ của cửa thải gió nhà vệ sinh ta chọn cỡ 300x750 của hãng Kool Air với model 200, khi đó vận tốc qua cửa là 2,71 m/s (Kích thước chi tiết tham khảo Hình 6.7 Chương 6). Đối với kích thước cổ của miệng thải gió nhà vệ sinh, với lưu lượng 128,2 m 3 /h ta chọn cỡ 125x125 của hãng Kool Air với model KSG-3, khi đó vận tốc qua cửa là 2,71 m/s (Kích thước chi tiết tham khảo Hình 7.10).

Ta sử dụng quạt hút gió cho từng khu vực vệ sinh của mỗi tầng,miệng gió hút sẽ được nối vào đường ống gió chính thông với quạt hút bằng các ống nối mềm, sau đó quạt sẽ hút để thải ra môi trường,tránh gây mùi khó chịu cho khu vực vệ sinh

Hình 7.103 Miệng thông gió nhà vệ sinh của hãng Kool Air

7.2.2 Kích thước ống và tổn thất áp suất suất đường gió hút nhà vệ sinh Đối với kích thước ống và tổn thất áp suất trên đường ống gió hút khói nhà vệ sinh dựa trên Hình 7.11 ta có Bảng 7.6 và Bảng 7.7.

Hình 7.104 Mặt bằng bố trí thông gió nhà vệ sinh điển hình

Bảng 7.91 Kích thước và tổn thất áp suất dọc đường ống gió thải nhà vệ sinh Đoạn ống a x b L Q v ∆ p ∆ p ms

Tổng (Tính đoạn dài nhất) 38,32 Đối với kích thước ống gió mềm ta chọn theo ống kết nối với miệng gió hút là 100 mm Tính tương tự như chương 6 ta có tổng tổn thất áp suất dọc đường ứng với chiều dài 4 m là 4 Pa/m.

Bảng 7.92 Tổn thất áp suất cục bộ trên đường ống gió thải nhà vệ sinh Đoạn ống Tổn thất cục bộ β Tổn thất (Pa) Cái Tổng tổn thất (Pa)

AB Tiết diện thay đổi 0,16 4 1 4 Ống rẽ chữ Y 0,35 8 1 8

CD Tiết diện thay đổi 0,20 5 1 5

DE Tiết diện thay đổi 0,17 4 1 4

- Cửa gió (Có lưới lọc) - 36 1 36

Tổng (Tính cho đoạn dài nhất) 201

Tổn thất áp suất trên đường gió hút nhà vệ sinh: ∆ p h =¿ 38,32 + 4 +

7.2.3 Chọn quạt hút thông gió nhà vệ sinh

Thông số lựa chọn quạt gió hút nhà vệ sinh (Hệ số an toàn là 1,05):

 Tổn thất áp suất: ∆ p h =¿255,49 Pa

Ta lựa chọn quạt hướng trục của Hãng Fantech (Tài liệu [11]) với các thông số cơ bản như sau (Hình 7.12):

 Model: AP0312AP5/12 (Số cực: 2)

 Cường độ dòng điện tối đa: 1,01A

Hình 7.105 Đường đặc tính của quạt thông gió nhà vệ sinh

Tạo áp cầu thang

Hệ thống tăng áp cầu thang hay còn gọi là hệ thống điều áp cầu thang Đây là hệ thống điều tiết áp suất không khí tại cầu thang và hành lang khi xảy ra hỏa hoạn Hệ thống này là bắt buộc phải có tại các tòa nhà cao tầng

7.3.1 Nguyên lý hoạt động điều khiển tăng áp cầu thang

Những thiết bị cho một hệ thống tăng áp bao gồm: quạt tăng áp , đường ống dẫn gió, các cửa cấp, các van đóng mở, các cảm biến, tủ cấp nguồn và điều khiển.

Mỗi chức năng của những thiết bị này nhằm mục đích để khói và lửa không vào thang bộ được thì cột áp trong cầu thang phải cao hơn trong hành lang Chính vì thế phải có quạt tạo áp lực cao cung cấp không khí vào cầu thang.

Theo tiêu chuẩn Việt Nam: khi tạo chênh áp giữa cầu thang thoát hiểm và sảnh ngoài phải lớn hơn 20Pa Mục đích khi có sự cố cháy xảy ra, khói không được tụ lại trong lồng thang thoát hiểm Nhằm tạo điều kiện thuận lợi cho việc thoát hiểm.

Hình 7.106 Sơ đồ cầu thang

 Mức tạo áp: Khi tất cả cửa vào thang được đóng, gió cấp phải đủ để duy trì độ chênh lệch áp suất sau đây: Khu vực chỉ định Chênh lệch áp suất cần được duy trì Toàn bộ cầu thang 50 Pa 10%.

 Hệ thống này được áp dụng cho thang thoát hiểm, việc tạo áp sẽ thực hiện bằng quạt li tâm đặt trên mái Quạt này sẽ cấp khí tạo áp thông qua gen điều áp, phân phối tới mỗi tầng nhờ miệng gió.

 Vận tốc thoát gió là 0,75 m/s khi cửa thang thoát hiểm được mở đồng thời cửa ở tầng liền kề, hai cửa cuối cùng ở tầng trệt mở và tất cả các cửa còn lại của thang điều áp ở tất cả các tầng khác đều được đóng Lực mở cửa không lớn hơn 110N – Tất cả cáp cấp nguồn và điều khiển đều phải sử dụng cáp chống cháy.Nguồn điện cấp cho quạt điều áp sẽ là nguồn ưu tiên.

 Mối khu vực điều áp cần cung cấp đường thoát gió để tránh trường hợp quá áp.

 Sự vận hành của tất cả hệ thống điều áp sẽ được điều khiển trực tiếp từ tủ báo cháy tự động bất cứ khi nào có tín hiệu báo “cháy” từ trung tâm báo cháy Nút nhấn khẩn cấp để khởi động hệ thống điều áp được lắp đặt không quá 1m tính từ cửa ra vào cầu thang, bên ngoài lồng thang Hệ thống không được ngừng trừ khi có chế độ ngắt bằng tay Mỗi hệ thống sẽ được cung cấp công tắc điều khiển on / off ở tủ điều khiển chữa cháy chính.

7.3.2 Phân loại thang bộ tạo áp

Hình 7.107 Một số kiểu thang bộ không nhiễm khói N1

Thang bộ N1 là loại thang bộ không cần tạo áp vì ở thang bộ N1 trước khi vào buồng thang bộ sẽ có khoang đệm hoặc lô gia thông với ngoài trời giúp thoát khói tự nhiên.

 Thang bộ N2 là kiểu thang bộ cần phải tạo áp suất dương trong buồng thang.

 Đối với chung cư cao trên 50m hoặc công trình thương mại dịch vụ cao trên 75m cần tạo áp thêm cho phòng đệm thang bộ N2.

 Việc tạo áp thang bộ N2 và phòng đệm thang bộ N2 cần được thiết kế độc lập với nhau.

Hình 7.108 Thang bộ không nhiễm khói N2

Hình 7.109 Thang bộ không nhiễm khói N3

 Thang bộ N3 là kiểu thang bộ có phòng đệm với yêu cầu kỹ thuật phòng đệm phải đảm bảo các thông số kỹ thuật để lưu thông gió tạo áp.

 Thang bộ N3 thì chỉ cần tạo áp phòng đệm mà không cần tạo áp cho thang bộ.

Hình 7.110 Sơ đồ nguyên lý tạo áp cầu thang Đối với Phần trung tâm thương mại dự án Park Vista chỉ có thang bộ N3 và thang bộN1 Do đó ta cần tính toán thiết kế tăng áp cầu thang cho thang bộ N3 Ta tính điển hình cho thang bộ N3 của tòa tháp B.

Hình 7.111 Thang bộ N3 phần đế Park Vista

7.3.2 Tính toán cho thang bộ N3

 Số cửa mở ra ngoài (mở ra ngoài không gian tạo áp): c1 = 26 cửa

 Số cửa mở vô trong (mở vô trong không gian tạo áp): c2 = 26 cửa

 Vận tốc qua cửa mở: v = 1 m/s theo QCVN06-2021

 Số cửa mở đồng thời khi có sự cố hỏa hoạn: n = 1 cửa.

 Cột áp cần duy trì khi cửa đóng: 50 Pa

 Công thức tính toán lưu lượng: Q= 0,83 A E √ P theo BS5588.

7.3.3.2 Tính toán cửa gió xả và cấp

Với kích thước 2,2 x 1,0 m, ta tính được tổng chiều dài khe hở cửa đóng:

Diện tích khe hở khi cửa đóng sẽ được nội suy theo chu vi của diện tích cửa chuẩn 2m x 0,8m là 5,6m.

Theo BS5588 diện tích khe hở khi cửa đóng theo các kiểu vào buồng thang của cửa chuẩn:

Khi đó, diện tích khe hở khi mỗi cửa đóng:

Tổng diện tích khe hở khi cửa đóng (Do chỉ có phòng đệm có áp dương nên rò rĩ theo dạng phân bố ra xung quanh các khe hở): A E1 &.0,0111+26.0,0229=0,884 m 2 Đối với tổng rò rĩ qua sàn và trần của phòng ta có:

 Tổng diện tích sàn và trần của phòng: 5,35 m 2

 Tỉ lệ rò rĩ qua 1 m 2 sàn/trần (Theo BS5588): 0,52.10 -4

 Tổng rò rĩ qua sàn và trần: A E2 =¿26.2.5,35.0,52.10 -4 = 14,56.10 -3 m 2 Đối với rò rĩ qua kết cấu của phòng ta có:

 Tỉ lệ rò rĩ qua 1 m 2 sàn/trần (Theo BS5588): 0,11.10 -3 m 2

 Tổng diện tích rò rĩ qua tường: A E3 =¿26.0,11.10 -3 3,7 = 10,58.10 -3 m 2

Tổng rò rĩ toàn bộ kết cấu bao che: A E = A E1 + A E2 + A E3 =0,91 m 2

Lưu lượng gió cần cấp vào buồng thang khi cửa đóng để duy trì 50 Pa:

Lưu lượng gió khi cửa mở: Q 2 = v S.n=1.2,2 1=2,2 m 3 / s

Tổng lưu lượng cần cấp vào cầu thang: Q=Q 1 +Q 2 = 5,34+2,2=7,54 m 3 / s

Lưu lượng cửa gió xả (Tính thêm do rò rĩ gió từ phòng đệm qua thang bộ):

Miệng gió cấp ta cũng chọn theo hãng Kool Air với model 20.1 Supply Grill Với lưu lượng mỗi miệng là 1044 m 3 / h ta chọn được miệng cỡ 500x300mm, vận tốc qua cửa là 2,90 m/s (Thỏa mãn điều kiện qua cửa từ 1 đến 3m/s).

Miệng gió xả ta chọn theo hãng Kool Air với model 20.2 ReturnGrill Với lưu lượng mỗi miệng là 539 m 3 / h ta chọn được miệng cỡ

400x300mm, vận tốc qua cửa là 2,10 m/s (Thỏa mãn điều kiện qua cửa từ 1 đến 3m/s).

7.3.3 Tính toán đường ống và tổn thất áp suất đường cấp tăng áp và xả

7.3.3.1 Đường ống gió cấp tăng áp cầu thang

Ta tính tương tự như mục 7.2, với tổn thất áp suất dọc đường được chọn tối đa là 1,5 Pa/m dựa trên sơ đồ nguyên lý 7.17.

Bảng 7.93 Kích thước và tổn thất áp suất dọc đường ống gió cấp tăng áp cầu thang Đoạn ống a x b

Tầng thượng đến tầng 21 1000x1000 21,0 27144 7,54 0,47 8,87 Tầng 21 đến tầng 18 1000x850 14,0 24012 7,85 0,56 7,84 Tầng 18 đến tầng 15 1000x750 14,0 20880 7,73 0,49 6,86 Tầng 15 đến tầng 12 1000x600 14,0 17748 7,95 0,73 10,22 Tầng 12 đến tầng 09 1000x550 14,0 14616 7,38 0,68 9,52 Tầng 09 đến tầng 06 1000x450 14,0 11484 7,09 0,74 10,36 Tầng 06 đến tầng 03 1000x350 14,0 8352 6,63 0,81 11,34 Tầng 03 đến tầng hầm 2 1000x250 24,15 5220 5,80 0,87 21,01

Bảng 7.94 Tổn thất áp suất cục bộ trên đường ống gió cấp tăng áp cầu thang Đoạn ống Tổn thất cục bộ β Tổn

(Pa)thất Cái Tổng tổnthất (Pa)

Tầng 21 đến tầng 18 Tiết diện thay đổi 0,15 3 1 3

Tầng 03 đến tầng hầm 2 Tiết diện thay đổi 0,16 4 1 4

Tổn thất áp suất trên đường gió cấp tăng áp: ∆ p c =¿ 86,02 + 50 +

7.3.3.2 Đường ống gió xả của cầu thang

Ta tính tương tự như mục 7.2, với tổn thất áp suất dọc đường trên đường xả của cầu thang được chọn tối đa là 1,5 Pa/m.

Bảng 7.95 Kích thước và tổn thất áp suất dọc đường ống gió xả của cầu thang Đoạn ống a x b

(Pa) Tầng thượng đến tầng 20 1200x400 25 14004 8,10 0,99 24,75

Bảng 7.96 Tổn thất áp suất cục bộ trên đường ống gió xả của cầu thang Đoạn ống Tổn thất cục bộ β Tổn thất(Pa) Cái Tổng tổn thất (Pa)

Tầng thượng đến tầng 20 Co 90 0,16 4 2 8

Tầng 02 đến tầng hầm 2 Tiết diện thay đổi 0,20 5 1 5

Tổng (Tính cho đoạn dài nhất) 130

Tổn thất áp suất trên đường gió hút: ∆ p h =¿ 112,99 + 130 = 242,99Pa

7.3.4 Chọn quạt tạo áp cầu thang

Thông số lựa chọn quạt gió cấp tăng áp cầu thang (Hệ số an toàn là 1,05):

 Tổn thất áp suất: ∆ p c = ¿310,82 Pa

 Model: AP1004BA7/21 (Số cực: 2)

 Công suất động cơ: 4,68 kW (Định mức: 4,4 kW)

Hình 7.112 Đường đặc tính của quạt cấp gió tăng áp cầu thang

Thông số lựa chọn quạt gió hút gió cầu thang (Hệ số an toàn là 1,05):

 Tổn thất áp suất: ∆ p =¿ 255,14 Pa

 Model: AP0804CP6/12 (Số cực: 4)

Hình 7.113 Đường đặc tính của quạt hút gió cầu thang

Hút khói hành lang

7.4.1 Giới thiệu Đối với các công trình cao tầng và tập trung đông người thì hành lang các tầng không chỉ là không gian lưu thông và còn là lối thoát hiểm khi cháy Do đó khi có sự cố cháy xãy ra thì rất nhiều người tập trung thoát hiểm đến vị trí thang bộ thông qua hành lang tại các tầng Để giúp cho số lượng lớn người thoát nạn dọc các hành lang trong giai đoạn cháy không bị ngộp khói thì hệ thống hút khói hành làng là rất quan trọng Đây cũng chính là hệ thống được yêu cầu thẫm duyệt cấp phép từ cơ quan phòng cháy chữa cháy để tòa nhà đưa vào hoạt động.

7.4.2 Điều kiện và quy định về việc hút khói hành lang

Hệ thống hút khói hành lang được quy định theo Tài liệu [6] và tính toán dựa vào Tài liệu [4].

Một số yêu cầu và quy định về hút khói hành lang từ Tài liệu [6] phụ lục D:

 Từ hành lang và sảnh của nhà ở, nhà công cộng, nhà hành chính - sinh hoạt và nhà hỗn hợp có chiều cao PCCC lớn hơn 28 m Chiều cao PCCC của nhà được xác định theo 1.4.8.

 Từ các hành lang của tầng hầm, tầng nửa hầm không có thông gió tự nhiên của các nhà ở, nhà công cộng, nhà hành chính - sinh hoạt, nhà sản xuất và nhà hỗn hợp, mà hành lang này dẫn vào các khu vực thường xuyên có người.

 Từ các hành lang có chiều dài lớn hơn 15 m, không có thông gió tự nhiên của các nhà sản xuất, nhà kho hạng A, B và C từ 2 tầng trở lên, cũng như của các nhà công cộng và nhà hỗn hợp từ 6 tầng trở lên.

 Từ hành lang và sảnh chung của nhà hỗn hợp có buồng thang bộ thoát nạn không nhiễm khói.

 Từ các sảnh thông tầng của nhà có chiều cao PCCC lớn hơn 28 m, cũng như từ các sảnh thông tầng có chiều cao PCCC lớn hơn 15 m và từ các hành lang có cửa đi hoặc ban công mở thông với không gian của sảnh thông tầng trên.

7.4.3 Nguyên lý hút khói hành lang Ở chế độ bình thường hệ thống hút khói hành lang không hoạt động Khi có tín hiệu báo cháy báo khói gửi đến trung tâm điều khiển Quạt hút khói hành lang sẽ hoạt động và đồng thời van MFD tại tầng cháy có chế độ thường đóng sẽ mở ra để hút khói. Các van MFD tại các tầng khác vẫn đóng Một số đặc điểm về van MFD:

 MFD (Motorized Fire Damper): là loại van có tính năng tương tự van MD + FD

 Van có thể điều khiển on – off như van MD (Motorized Damper) và có chế độ tự đóng van khi nhiệt độ vượt yêu cầu như FD (Fire Damper).

7.4.4 Tính toán hút khói hành lang

7.4.4.1 Cửa và miệng gió hút khói hành lang

Ta tính toán cho sãnh và hành lang điển hình của tầng 1 có thang bộ N3 Các hành lang và sãnh còn lại tính tương tự.

Tính toán hút khói hành lang theo TCVN5687−¿2010 phụ lục L:

 G: là lưu lượng khói cần hút, kg/h

 B = 1,8 m: là chiều rộng cửa lớn nhất, là chiều rộng của cánh cửa lớn nhất mở từ hành lang hay sảnh vào cầu thang hay ra ngoài nhà, tính bằng mét (m)

 H = 2,2 m : là chiều cao của cửa đi.

 Kd = 0,8: là hệ số “thời gian mở cửa đi kéo dài tương đối” từ hành lang vào cầu thang hay ra ngoài nhà trong giai đoạn cháy, Kd = 1 nếu lượng người thoát nạn dưới 25 người qua một cửa.

 n = 0,57: là hệ số phụ thuộc vào chiều rộng tổng của các cánh lớn cửa đi mở từ hành lang vào cầu thang hay ra ngoài trời khi có cháy, tức là chọn cửa có chiều rộng lớn nhất các cửa để tính (Bảng 7.12 trích từ TCVN 5678−¿2010 ứng với chiều rộng cánh cửa lớn nhất 1,8m)

Bảng 7.97 Hệ số n ứng với chiều rộng cánh cửa rộng nhất

Như vậy theo công thức 7.1: G = 4300.1,8.0,57.2,2 1,5 0,8 = 11517 kg/h

Lưu lượng khói cần hút: Q = 13820 m 3 /h

Hình 7.114 Bố trí miệng gió và vị trí của hút khói hành lang

Miệng gió hút ta chọn theo hãng Kool Air với model 20.2 Return Grill Với tổng số lượng miệng là 12 thì lưu lượng mỗi miệng là 1151 m 3 / h , ta chọn được miệng cỡ 600x400mm, vận tốc qua miệng là 2,73 m/s (Thỏa mãn điều kiện qua cửa từ 1 đến 3m/s).

Cửa gió hút ta chọn theo hãng Kool Air với model 200 Với lưu lượng qua cửa như trên, ta chọn được miệng cỡ 1500x1200mm, vận tốc là 2,37 m/s (Thỏa mãn điều kiện qua cửa từ 1 đến 3m/s).

7.4.4.2 Đường ống và tổn thất áp suất hút khói hành lang

Dựa vào sơ đồ bố trí Hình 7.21, kích thước đường ống và tổn thất áp suất của đường ống hút khói hành lang tính tương tự như mục 7.2, ta được Bảng 7.13 và 7.14.

Bảng 7.98 Kích thước và tổn thất áp suất dọc đường ống gió hút khói hành lang Đoạn ống a x b

Tổng (Tính đoạn dài nhất) 27,07

Bảng 7.99 Tổn thất áp suất cục bộ trên đường ống gió hút khói hành lang Đoạn ống Tổn thất cục bộ β Tổn thất (Pa) Cái Tổng tổn thất (Pa)

AB Tiết diện thay đổi 0,27 6 1 6

CD Tiết diện thay đổi 0,20 5 1 5

DE Tiết diện thay đổi 0,15 3 1 3

- Cửa gió (Loại có lưới lọc) - 36 1 36

Tổn thất áp suất trên đường gió hút khói hành lang: ∆ p h =¿ 27,07 +

7.4.4.3 Chọn quạt hút khói hành lang

Thông số lựa chọn quạt gió hút khói hành lang (Hệ số an toàn là 1,05):

 Tổn thất áp suất: ∆ p h =¿268,87 Pa

 Model: AP0632AP5/12 (Số cực: 4)

HỆ THỐNG PHÒNG CHÁY CHỮA CHÁY

Giới thiệu về hệ thông MEP

ACMV System hay Hệ thống Điều hòa Không khí chỉ là một trong những hệ thống quan trọng của bất kì một công trình xây dựng (Cụ thể là Tòa nhà thương mại) Bên cạnh Hệ thống này còn có các Hệ thống khác cũng quan trọng không kém đó là (Hình 8.1): Electrical System, Plumbing System và Fire Protection System

Hình 8.116 Sơ đồ Hệ thống MEP Tất cả chúng đều thuộc chung một Hệ thống và được gọi tên là MEP System (Mechanical Electrical Plumbing)

Do đó để tăng tính đa dạng của Đề tài Đồ án tốt nghiệp em xin tìm hiểu thêm một trong bốn Hệ MEP nữa đó là Hệ thống Fire Protection System (Hệ thống Phòng CháyChữa Cháy – PCCC).

Giới thiệu hệ thống phòng cháy chữa cháy

Hệ thống Phòng Cháy Chữa Cháy – PCCC (Hay Fire Protection System) của bất kì một công trình xây dựng nào cũng đều được chia làm 2 phần chính đó là:

 Hệ thống báo cháy (Fire Alarm −¿FA)

 Hệ thống chữa cháy (Fire Fighting −¿ FF).

Hệ thống báo cháy

Tập hợp các thiết bị làm việc cùng nhau nhằm mục đích phát hiện sự thay đổi đến từ môi trường như khói, lửa, nhiệt độ hoặc các trường hợp khẩn cấp khác và cảnh báo đến người dân thông qua các thiết bị như màn hình, đèn báo,…

Hệ thống báo cháy (Fire Alarm – FA) thường được phân chia thành 2 loại chính như sau:

 Hệ thống báo cháy bằng tay: Ít sử dụng nên ta không tìm hiểu.

 Hệ thống báo cháy tự động (Automatic Fire Alarm System):

 Hệ thống báo cháy thường (Conventional Fire Alarm System).

 Hệ thống báo cháy địa chỉ (Address Fire Alarm System).

Bất kì một hệ thống báo cháy hoàn chỉnh nào cũng phải được cấu thành từ các thiết bị chính như sau:

 Tủ Trung Tâm Điều Khiển, nguồn điện và đường dây truyền tín hiệu.

 Thiết Bị Đầu Vào: Nhận thông tin nơi xảy ra sự cố cháy và truyền tín hiệu đến trung tâm báo cháy Thiết bị đầu vào gồm các loại: Đầu báo khói, đầu báo lửa,…

 Thiết Bị Đầu Ra: Các thiết bị này nhận tín hiệu từ trung tâm báo cháy truyền đến và phát đi tín hiệu Thiết bị đầu ra gồm các các loại như bản hiển thị phụ, chuông cảnh báo,….

8.3.4 Nguyên lý làm việc chung

Thông thường các hệ thống báo cháy sẽ được cài đặt để làm việc dưới 3 trạng thái như sau:

 Trạng Thái Giám Sát: Khi không có đám cháy hay sự cố lỗi nào, hệ thống báo cháy sẽ hoạt động ở trạng thái giám sát

 Trạng Thái Sự Cố: Trong trường hợp tủ trung tâm gửi tín hiệu đi nhưng không nhận được tín hiệu phản hồi thì hệ thống sẽ chuyển sang trạng thái sự cố

 Trạng Thái Báo Cháy: Khi thiết bị đầu vào được kích hoạt, chúng sẽ gửi tín hiệu đến tủ trung tâm để tủ trung tâm kích hoạt các thiết bị đầu ra và đưa ra cảnh báo.

8.3.5 Phân tích từng loại hệ thống báo cháy

Hệ thống báo cháy thường: Là hệ thống báo cháy tự động có tính năng thông báo một khu vực hiện đang có đám cháy Có các đặc điểm như (Hình 8.2):

 Tủ báo cháy quy ước có độ lớn từ 1 kênh (zone) đến 60 kênh.

 Các kênh bao gồm một vài hoặc tất cả thiết bị đầu vào như là đầu báo,…

 Báo cháy theo từng khu vực của tòa nhà.

 Mỗi kênh cần một đường dây tín hiệu riêng nên số lượng dây báo cháy rất nhiều.

Hình 8.117 Hệ thống báo cháy thường

Hệ thống báo cháy địa chỉ: Là hệ thống tự động có chức năng cho biết rõ địa chỉ của từng đầu báo cháy hiện đang hoạt động Có các đặc điểm như (Hình 8.3):

 Dung lượng điểm của hệ thống báo cháy địa chỉ được xác định bởi số loop

 Mỗi mạch loop cung cấp điện và giám sát tất cả các thiết bị kết nối với nó.

 Tùy vào nhà sản xuất mà mỗi mạch có thể đáp ứng được nhiều hay thiết bị.

 Thiết bị không địa chỉ được kết nối vào mạch thông qua các module địa chỉ.

Hình 8.118 Hệ thống báo cháy địa chỉ

Hệ thống chữa cháy

Là hệ thống bao gồm tất cả các thiết bị có khả năng dập tắt hoặc ngăn chặn sự lan rộng của đám lửa trong tòa nhà

 Hệ thống chữa cháy được phân chia thành 3 loại hệ thống như sau:

 Hệ thống chữa cháy khí.

 Hệ thống chữa cháy họng nước vách tường.

 Hệ thống chữa cháy tự động Sprinkler.

 Bất kì một Hệ thống chữa cháy nào cũng gồm các thiết bị như sau:

 Hệ thống bình chữa cháy.

 Hệ thống van và phụ kiện.

8.4.4 Nguyên lý làm việc chung

Bất kì một hệ thống chữa cháy nào cũng phải dựa trên 3 phương pháp dập tắt đám cháy đó là:

 Giảm cô lập oxy: Không có đủ oxy, một đám cháy không thể bắt đầu.

 Giảm hoặc cô lập nhiên liệu: Nhiên liệu có thể được loại bỏ một cách tự nhiên, bằng tay, bằng cơ học hoặc hóa học

 Giảm nhiệt hoặc phá vỡ phản ứng của sự cháy: Không có đủ nhiệt, một đám cháy không thể bắt đầu và nó cũng không thể tiếp tục.

8.4.5 Phân tích từng loại hệ thống chữa cháy

Hệ thống chữa cháy khí: Là việc sử dụng khí trơ (Nitơ, CO2, Aerosol,…) và các tác nhân hóa học khác để dập tắt đám cháy Có đặc điểm như (Hình 8.4):

 Thân thiện với môi trường.

 Giải pháp phòng cháy chữa cháy an toàn với người.

 Khả năng chữa cháy nhanh chóng.

 Không để lại cặn sau chữa cháy.

Hình 8.119 Hệ thống chữa cháy khí Aerosol

Hệ thống họng nước vách tường: Là hệ thống chữa cháy thường được đặt ở vách tường, cầu thang thoát hiểm và hành lang Có đặc điểm như (Hình 8.5):

 Có chi phí lắp đặt trung bình, phù hợp cho mọi loại công trình.

 Gây hỏng hóc các thiết bị điện tử.

 Chi phí sửa chữa sau khi cháy khá cao cũng như chỉ có khả năng xử lý được các đám cháy nhỏ và vừa.

Hình 8.120 Hệ thống chữa cháy Họng nước vách tường

Hệ Thống Chữa Cháy Tự Động Sprinkler: Là một hệ thống chữa cháy tự động với chất chữa cháy là nước Có các đặc điểm như sau (Hình 8.6):

 Đường ống luôn chứa đầy nước và được duy trì ở một áp lực nhất định.

 Lắp đặt nhanh, dễ dàng, phù hợp với các nhà cao tầng, nhà xưởng…

 Mỗi đầu phun Sprinkler chỉ chữa cháy được trên một diện tích nhất định Vì vậy các đầu phun thường được sắp xếp gần nhau trên một phạm vi lớn.

Hình 8.121 Hệ thống chữa cháy tự động Sprinkler

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

Trong những năm vừa qua, Ngành Điều Hòa Không Khí đã hỗ trợ đắc lực cho nhiều ngành kinh tế, góp phần nâng cao chất lượng sản phẩm và đảm bảo quy trình công nghệ như: Dệt, chế biến thuốc lá, in ấn, điện tử, bưu điện và máy tính Vì vậy việc học tập nghiên cứu để tiến tới tính toán thiết kế các hệ thống điều hòa không khí là điều thật sự cần thiết

Do giới hạn về thời gian thực hiện Đồ Án nên ở đây em chỉ có thể trình bày cách Tính toán Thiết kế Hệ thống Điều hòa Không khí, Thông gió tầng hầm, nhà vệ sinh và tạo áp cầu thang cho một dự án mà cụ thể là Trung Tâm Thương Mại Park Vista cũng như Tìm hiểu về Hệ thống PCCC.

Nếu có nhiều thời gian để thực hiện hơn thì em xin bổ sung thêm những vấn đề mà Đồ Án vẫn chưa thể đạt đến như:

‒ Dựng Bản vẽ 3D Hệ thống đường ống gió và ống nước của toàn bộ của dự án.

‒ Mô phỏng bằng phần mềm CFD.

‒ Phân tích Lựa chọn từng loại thiết bị sao cho chi phí đầu tư ban đầu là thấp nhất.

‒ Tính toán Thiết kế Hệ thống điện.

‒ Tính toán Thiết kế Hệ thống PCCC.

Mặc dù đã cố gắng dành nhiều thời gian cho Đồ Án nhưng với vốn kiến thức hạn chế và chưa được tiếp xúc nhiều với thực tế nên chắc chắn còn rất nhiều sai xót Vì vậy, em kính mong nhận được sự chỉ bảo cũng như góp ý từ quý thầy cô trong Bộ Môn Công Nghệ Nhiệt Lạnh để Đồ Án của em được hoàn thiện hơn Đó sẽ là bài học kinh nghiệm, là hành trang giúp em có thể bước vào đời một cách vững vàng.

Một lần nữa, em xin chân thành cảm ơn đến sự giúp đỡ của quý thầy cô, bạn bè trong Bộ Môn Công Nghệ Nhiệt Lạnh và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của CôHoàng Thị Nam Hương trong suốt thời gian thực hiện Đồ Án này

Phụ lục 1: Tra thông số của các trạng thái với môi chất lạnh R134a

Phụ lục 2: Tra thông số vật lý của nước

Phụ lục 3: Các thông số tính toán của FCU cho từng phòng của phần đế dự án

F Điểm 6 Lưu lượng Điểm 1 Điểm 2 t 6

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống điều hòa không khí dự án Park Vista
Tác giả	Nguyễn Thị Kiều Trang
Người hướng dẫn	THS. Hoàng Thị Nam Hương
Trường học	Đại Học Quốc Gia Thành Phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Công Nghệ Nhiệt Lạnh
Thể loại	Đồ Án Tốt Nghiệp
Năm xuất bản	2023
Thành phố	TP. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	207
Dung lượng	13,57 MB