Đồ Án tốt nghiệp thiết kế hệ thống Điều hòa không khí và thông gió cho toà nhà văn phòng office haus

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA NHIỆM VỤ KHÓA LUẬN TỐT NGHIỆP KHOA CƠ KHÍ Chú ý: SV phải dán tờ này vào trang thứ nhất của bản thuyết trình BỘ MÔN: CÔNG NGHỆ NHIỆT LẠNH HỌ VÀ TÊN: HUỲNH H

TỔNG QUAN VỀ CÔNG TRÌNH

Thông tin công trình

Tên chủ đầu tư: Công ty cổ phần Gamuda Land (HCMC)

Tên công trình: Tòa nhà thương mại-dịch vụ Office Haus

Tư vấn kiến trúc: Công ty TNHH Korn (Việt Nam)

Thiết kế kết cấu: Công ty cổ phần tu vấn và xây dựng tổng hợp Nageco

Tư vấn thiết kế cơ điện: Công ty cổ phần Sao Hỏa

Chủ thầu xây dựng: Công ty cổ phần xây dựng số 1 Cofico

Mục đích sử dụng: Thương mại-dịch vụ/văn phòng cho thuê Địa điểm: 165 Bờ Bao Tân Thắng, KĐT Celadon City, Quận Tân Phú

Giới thiệu sơ lược về công trình

Hình 1 1 Sơ đồ mặt bằng tổng thể công trình

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851

Tòa nhà văn phòng Office Haus nằm tại 165 Bờ Bao Tân Thắng, KĐT Celadon City, Quận Tân Phú do công ty cổ phần số 1 Cofico chủ thầu xây dựng Office Haus là tòa nhà văn phòng cao cấp tọa lạc tại trung tâm Celadon City – khu đô thị tích hợp Gamuda Land, quận Tân Phú, TP.HCM Với chiều cao 7 tầng, không gian rộng hơn 2.500m2,

OfficeHaus là công trình văn phòng có diện tích mặt sàn sẵn có lớn nhất TP.HCM Dự án OfficeHaus được vinh danh tại hạng mục “Tòa nhà Văn phòng Thấp tầng Xuất sắc” (Best Low Rise Office Development) tại Giải thưởng Bất động sản Việt Nam PropertyGuru

Tòa văn phòng Office Haus nằm trong dự án Celadon City quận Tân Phú, TP.HCM, với khuôn viên 16ha xanh mát

- 8km đến sân bay Tân Sơn Nhất

- 12km đến trung tâm TP.HCM

- 4km đến tuyến Metro tương lai, kết nối dễ dàng với đại lộ Đông Tây và Quốc lộ 1A đi các tỉnh Bình Dương, Đồng Nai, Long An

- Gần trường học quốc tế, TTTM Aeon Mall lớn nhất Việt Nam

Đặc điểm kiến trúc công trình

Siêu thị-ktx công nhân nằm trong khu Celadon City-khu đô thị đẳng cấp rộng 82 hecta tại quận Tân Phú, hội tụ đầy đủ mọi tiện ích đa dạng cùng những mảng xanh bất tận gắn kết con người với thiên nhiên với quy mô gồm 7 tầng nổi và 1 tầng hầm với diện tích sàn khoảng

Hình 1 2 Mặt bằng tầng hầm

Tầng hầm (4000 m 2 ): Nằm dưới lòng đất với chiều cao so với mặt đường -3,75 m Hầm bao gồm các không gian như bãi đậu xe, phòng điện, nhà kho, bể nước…

Tầng 1 (2700 m 2 ): gồm 1700 m 2 để xây dựng tòa nhà và khoảng còn lại bên trái dùng làm bãi giữ xe thông với tầng hầm bên dưới Phần 1700 m 2 bao gồm siêu thị, quán cà phê, phòng máy phát điện, sảnh chính, sảnh thang máy…

Tầng 2-5 (2700 m 2 /tầng): được chia thành 4 khu vực cho thuê như văn phòng và các dịch vụ khác gồm 2 khu vực có diện tích lớn lần lượt là 774 m 2 và 618 m 2 thích hợp cho các công ty lớn trung bình và 2 khu vực nhỏ lần 177 m 2 và 170 m 2 thích hợp các công ty có quy mô nhỏ

Tầng 6-7 (2700 m 2 /tầng): với diện tích cả tầng lớn chưa có tường ngăn các khu vực thích hợp cho các công ty lớn thuê để có thể dễ ngăn chia phòng

Hình 1 6 Mặt bằng sân thượng

Tầng kỹ thuật ( 2700 m 2 ): khu vực sân thượng là diện tích trống nơi đặt các loại hệ thống cơ điện tùy vào thiết kế cơ điện của tòa nhà

Hình 1 7 Mặt bằng tầng mái

Chọn thông số thiết kế ngoài nhà

Theo QCVN 02/2009 BXD bảng 2.3 trang 35 và 2.10 trang 57 nhiệt độ không khí trung bình cao nhất trong năm của trạm Tân Sơn Nhất Thành Phố Hồ Chí Minh là tháng 4:

- Độ ẩm không khí ngoài trời  N r%

- Nhiệt độ nhiệt kế ướt t uN 0 o C

- Nhiệt độ đọng sương t dsN (,8 o C

- Độ chứa hơi d N %, 44 g/kg không khí khô

Chọn thông số thiết kế trong nhà

Theo tài liệu TCVN 5687:2010 phụ lục A, bảng A tra thông số tính toán của không khí bên trong nhà dùng để thiết kế điều hòa không khí đảm bảo tiện nghi nhiệt Do đối tượng thiết kế là các văn phòng hay siêu thị nên chọn trạng thái lao động nhẹ hoặc vừa, khi đó:

- Nhiệt độ không khí trong nhà t T % o C

- Nhiệt độ nhiệt kế ướt t uT , 7 o C

- Nhiệt độ đọng sương t dsT ,3 o C

- Độ chứa hơi d T ,93 g/kg không khí khô

Bảng 1 1 Thông số diện tích, kính, tường các khu vực điều hòa

(m) Diện tích tường/kính Hướng khu vực/phòng

Diện tích vách kính/cửa sổ 23,5 73,5 78

Diện tích tường trong 35,87 3,4 9,86 Diện tích vách kính/cửa sổ 43,5

Diện tích tường ngoài 31,325 37,57 Diện tích tường trong 69,93 5,46 10,2 Diện tích vách kính/cửa sổ 29,92 28,25

2-5 Văn phòng 2 170 3,4 2,7 Diện tích tường ngoài 11,85

Diện tích vách kính/cửa sổ 10,85

Diện tích vách kính/cửa sổ 33,07

Diện tích tường trong 22,14 7,56 6,75 15,66 Diện tích vách kính/cửa sổ 7,7

Diện tích vách kính/cửa sổ 63,44 33,07

Diện tích tường ngoài 137,16 1,72 115,39 37,57 Diện tích tường trong 111,16 47,115 14,58 52,055 Diện tích vách kính/cửa sổ 67,8 63,44 114,61 28,25

Diện tích tường trong 52,87 23,46 Diện tích vách kính/cửa sổ 21,4

Diện tích tường ngoài 13,96 Diện tích tường trong 22,61 Diện tích vách kính/cửa sổ 14,6

Diện tích tường ngoài 31,95 Diện tích tường trong 52,25 Diện tích vách kính/cửa sổ 8

TÍNH TOÁN PHỤ TẢI LẠNH BẰNG PHƯƠNG PHÁP CARRIER 1

Nhiệt hiện bức xạ qua kính vào phòng Q 11

Theo công thức trang 123 tài liệu [1]

Trong đó n t : Là hệ số tác dụng tức thời của bức xạ

Q : Là lượng bức xạ tức thời qua cửa kính vào phòng

- F là diện tích bề mặt cửa sổ có khung thép m 2

- R T là lượng bức xạ mặt trời qua của kính vào phòng, W/m 2

-  c là hệ số ảnh hưởng độ cao H (m) so với mực nước biển

Trong đó H là độ cao của nơi đặt kính so với mặt nước biển, do TP.HCM có chiều cao khá gần mặt nước biển nên chiều cao H là ảnh hưởng khá nhỏ đến hệ số  c nên lấy luôn

 c = 1 cho tất cả các tầng

-  ds là hệ số ảnh hưởng của độ chênh lệch nhiệt độ đọng sương của không khí ngoài trời so với nhiệt độ đọng sương không khí trên mặt nước biển là 20 o C

 = − t − = − − -  mm là hệ số ảnh hưởng của mây mù khi trời không mây  mm =1, khi trời có mây

 mm = 0 ở đây ta chọn  mm =1

-  kh là hệ số ảnh hưởng của khung cửa kính Nếu khung cửa gỗ ta lấy  kh = 1, nếu khung kim loại ta lấy  kh = 1,17 Ở đây ta chọn  kh = 1,17

-  m là hệ số kính phụ thuộc vào màu sắc, kiểu, loại , ta chọn theo catalouge kính của hãng VIGLACERA  m =0,62

-  r là hệ số ảnh hưởng đến kính cơ bản khi có màn che bên trong kính Có 2 trường hợp: phòng có rèm che màu sáng chọn  r =0,56, phòng không có rèm che chọn  r =1

- RT là bức xạ mặt trời qua kính vào trong không gian điều hòa ứng với trường hợp cửa sổ lắp kính cơ bản Tra bảng 4.1 tài liệu [1] vĩ độ 10 o Bắc vào tháng 4, giá trị

RT thay đổi theo từng giờ trong ngày, chọn RTmax ứng với hướng kính và khung giờ chịu bức xạ mặt trời

- R k là nhiệt bức xạ mặt trời qua các kính khác kính cơ bản vào phòng theo các hướng

Bảng 2 1 Đặc tính bứu xạ và các hệ số kính và màn

Hệ số hấp thụ Hệ số phản xạ Hệ số xuyên qua Hệ số kính Hệ số mặt trời

Với công trình là tòa nhà văn phòng tại Thành phố Hồ Chí Minh ta chọn thời gian hoạt động từ 8h – 18h do đó ta có lượng bức xạ mặt trời qua kính vào phòng theo các hướng của tòa nhà như sau :

Bảng 2 2 Lượng bức xạ mặt trời qua kính vào phòng không rèm che R T (W/m2)

Hướng Đông Bắc (NE) Đông nam (SE) Tây Nam (SW) Tây Bắc (NW)

Xác định hệ số tức thời n : t

Q 11là nhiệt lượng tác dụng trực tiếp đến phụ tải lạnh

Q là nhiệt lượng bức xạ tức thời qua kính vào phòng nhưng không tác dụng trực tiếp đến phụ tải lạnh 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 hòa trên 1 m 2 n t = f g( s )trong đó g s là khối lượng riêng trung bình kg/m 2 sàn của toàn bộ kết cấu bao che vách, trần, sàn:

G là khối lượng tường có mặt ngoài tiếp xúc trực tiếp với bức xạ mặt trời và của sàn nằm trên mặt đất, kg

G là khối lượng tường có mặt ngoài không tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn không nằm trên mặt đất, kg

Xác định mật độ sàn và tường của công trình

- Sàn bê tông cốt thép có $00 kg/m 3 dày 200mm

- Tường gạch thông thường với vữa nặng 00 kg/m 3 tường dày 200mm

❖ Tính toán điển hình 1 không gian điều hòa :

Không gian tính toán : Siêu thị ở tầng 1 ( do đây là khu vực phục vụ cho mục đích công cộng nên khu vực này tính theo công thức không có màn che)

Bảng 2 3 Bảng liệt kê kiến trúc không gian điều hòa

Diện tích tường ngoài 33,62 7,76 32,13 Diện tích tường trong 123,59

Diện tích vách kính/cửa sổ 23,5 73,5 78

Tổng diện tích tường giáp với không gian ngoài trời :

Tổng diện tích tường giáp với không gian bên trong không điều hòa :

Diện tích sàn giáp với không gian bên dưới không điều hòa :

Do dưới tầng 1 là tầng hầm nên sàn không nằm trên mặt đất nên :

Khối lượng tường không tiếp xúc với đất :

Dựa vào g s = 299, 32 (kg/m 2 sàn) ta tra bảng 4.6, tài liệu [1] ta xác định hệ số n t lớn nhất trong khoảng từ 8 -18h trong trường hợp không có màn che là

Bảng 2 4 Hệ số tác động tức thời của bức xạ mặt trời qua cửa kính không có màn che

Khu vực/phòng Hướng Hệ số tác động n t lớn nhất

Siêu thị Đông bắc 0,64 Đông nam 0,71

Vì đây là không gian không có rèm che nên ta chọn  r =1 và RT = Rk = 0,62R

Ta có F là tổng diện tích kính và cửa sổ kính của không gian theo từng hướng bảng 2.3 ví dụ hướng đông bắc F= 23,5 m 2 thì bức xạ mặt trời xuyên qua kính lúc 8h sẽ là :

Vì ta chỉ xét bức xạ lớn nhất vào một ngày trong tháng 4 nên Q 11 sẽ được tính như sau

Bảng 2 5 Nhiệt bức xạ mặt trời xuyên qua kính Q11 theo các hướng của siêu thị lớn nhất trong tháng 4

Không rèm che Q 11 (W) Tổng Đông Bắc (NE) 410 254,2 2446,828

Qua bảng trên ta thấy lượng nhiệt do bức xạ mặt trời qua kính vào siêu thị Q11= 15355,48

W vào một ngày trong tháng 4

❖ Kết quả tính toán Q11 cho tất cả phòng điều hòa:

Bảng 2 6 Nhiệt hiện do bức xạ mặt trời Q11 qua kính tính cho tất cả các phòng làm điều hòa

Tầng Phòng/khu vực Diện tích (m 2 ) g s (kg/m 2 sàn) Q 11 (W)

1 Phòng bảo vệ+cứu hỏa 29 960.93 441.62

Nhiệt hiện truyền qua trần (mái) Q 21

Đối với những không gian cần điều hòa lớn thì trần (mái) của không gian điều hòa có 3 dạng sau:

Dạng 1: Phòng điều hòa nằm giữa các tầng trong một tòa nhà, nghĩa là phía trên cũng là phòng điều hòa Khi đó  =t 0, Q 21 =0

Dạng 2: Phía trên phòng điều hòa là phòng không điều hòa, khi đó ta tính theo công thức:

Trong đó: k21: là hệ số truyền nhiệt qua trần ( theo bảng 4.15 tài liệu [1])

t: một nửa độ chênh lệch nhiệt độ bên ngoài và bên trong

Dạng 3: trần mái có bức xạ mặt trời, đây là mái bằng tầng thượng thì nhiệt lượng truyền vào gồm 2 thành phần, do ảnh hưởng bức xạ mặt trời và chênh lệch nhiệt độ giữa trong và ngoài nhà:

Trong đó: k21: là hệ số truyền nhiệt qua mái ( theo bảng 4.9 tài liệu [1])

 : độ chênh nhiệt độ tương đương giữa bên ngoài và bên trong

 s : hệ số hấp thụ bức xạ mặt trời của bề mặt mái theo bảng 4.10 tài liệu [1]

R = R : Nhiệt bức xạ xâm nhập qua mái

R T : Nhiệt lượng bức xạ lớn nhất qua mặt phẳng ngang vào phòng W/m 2

❖ Tính nhiệt truyền qua mái

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 Đối với công trình tòa nhà văn phòng Office Haus thì tầng 1 đến tầng 7 không gian điều hòa điều kiện nhiệt độ như nhau nên chỉ có tầng 7 có diện tích trần bê tông phía trên là sân thượng nhận bức xạ trực tiếp từ mặt trời cho nên sẽ tính theo dạng 3

Vậy lượng nhiệt hiện truyền qua trần sẽ được xác định

R T là bức xạ lớn nhất qua mặt phẳng ngang vào phòng tra bảng 4.10 tài liệu [1] ta có R T lớn nhất trong các tháng là 789 W/m 2

 N là hệ số tỏa nhiệt bên ngoài môi trường  N = 20 W/m 2 K

 s lấy bằng 0,6 do bề mặt sân thượng là betong

N t t t R C k21 lấy bằng 0,324 W/m 2 K do trần làm bằng bê tông dày 150 mm, vữa dày 25 mm trên có lớp bitum và có lớp cách nhiệt dày 100 mm

Nhiệt hiện truyền qua vách Q 22

Bao gồm 3 thành phần (tường, cửa, kính), được xác định theo công thức:

Q2i : Nhiệt truyền qua tường, cửa, kính ki : Hệ số truyền nhiệt tương ứng của tường, cửa, kính, W/m 2 K

Fi : Diện tích của tường, cửa, kính, m 2 t

 : Hiệu nhiệt độ giữa bên trong nhà và ngoài trời, K

 N : Là hệ số tỏa nhiệt phía ngoài tường

Khi tường tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài  N = 20 W/m 2 K

Khi tường tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài  N = 10 W/m 2 K

Khi tường tiếp xúc với không gian điều hòa  N = 10 W/m 2 K

 T : Là hệ số tỏa nhiệt phía trong nhà,  T = 10 W/m 2 K

 i : Là độ dày lớp vật liệu thứ I của cấu trúc tường, m

 i : Là hệ số dẫn nhiệt lớp vật liệu thứ i của cấu trúc tường, W/m.K

Tra bảng 4.11, tài liệu [1]: Đối với tường dày 200 mm, 3 lớp:

Hệ số truyền nhiệt qua tường khi tiếp xúc trực tiếp với bên ngoài:

Hệ số truyền nhiệt qua tường khi tiếp xúc với không gian không điều hòa:

❖ Tính toán nhiệt truyền qua tường vào siêu thị tầng 1

Ta có: tT1 là nhiệt độ không gian không điều hòa tT1 = 0,5.(tT2 + tN) = 0,5.(25+34,6) = 29,8 o C

Với: tT2 là nhiệt độ không gian điều hòa

Nhiệt truyền qua tường từ không gian không điều hòa vào siêu thị:

Tính toán tương tự cho các phòng của các tầng còn lại, kết quả tính toán được tổng hợp trong bảng sau:

Bảng 2 7 Nhiệt lượng truyền qua tường

Tầng Khu vực/phòng F' (m 2 ) F'' (m 2 ) k 22tn k 22tt t N t T1 t T2 Q 22tn Q 22tt Q 22t

2.3.2 Nhiệt truyền qua cửa ra vào

Công thức tính nhiệt truyền qua cửa ra vào Q22c

F22c : Là diện tích cửa, m 2 k22c : hệ số truyền nhiệt qua cửa, W/m 2 K

Tra bảng 4.12 tài liệu [1] đối với công trình Office Haus thì loại cửa ra vào là cửa gỗ dày 40mm thì k22c = 2,23 W/m 2 K và có chiều cao là 2m

❖ Nhiệt truyền qua cửa vào siêu thị tầng 1 được tính là :

Bảng 2 8 Nhiệt lượng truyền qua cửa ra vào

F22k : Là diện tích cửa kính, m 2 k22k : hệ số truyền nhiệt qua kính, W/m 2 K

Các loại kính thường dùng có 3 loại khác nhau:

- Thường kính lắp cửa sổ theo phương đứng, có thể có 1 lớp, 2 lớp hoặc 3 lớp

- Cửa kính giếng trời, nằm ngang lắp trên tum có thể có 1 lớp, 2 lớp kính

- Kính xây dựng trên tường bằng các viên gạch kính đúc, mục đích để lấy ánh sáng, thường theo tiêu chuẩn kích thước: 96mmx196mm, dày 40mm hoặc 100mm có thể có màn che; 300mmx300mm, dày 100mm có thể có màn che

Các phòng của công trình đều dùng cửa kính hộp 2 lớp Solar control neutral T45 dày 5-9-5mm theo catalouge kính hãng VIGLACERA

 Nhiệt truyền qua cửa kính tiếp xúc với không khí bên ngoài vào siêu thị ở tầng 1 được tính là:

Bảng 2 9 Nhiệt lượng truyền qua kính

Nhiệt hiện truyền qua sàn Q 23

Nhiệt truyền qua nền được tính theo công thức:

F23 : Là diện tích sàn, m 2 k23 : hệ số truyền nhiệt qua nền, W/m 2 K Ở đây cũng có 3 trường hợp như truyền nhiệt qua trần :

• Dạng 1 : Sàn đặt ngay trên mặt đất : lấy k của sàn bê tông dày 300 mm, t=tN – tT

• Dạng 2 : Sàn đặt trên tầng hầm hoặc không gian không điều hòa t= 0,5.(tN – tT)

• Dạng 3 : Sàn giữa 2 phòng điều hòa Q23 = 0 Đối với công trình Office Haus thì sàn tầng 1 nằm trên tầng hầm nên sẽ được tính theo dạng 2 và văn phòng 1 và 2 của tầng 2 nằm trên không gian bãi đậu xe ngoài trời nên được tính theo dạng 1, tất cả các phòng còn lại sẽ rơi vào dạng 3

Tra hệ số truyền nhiệt qua nền k23 theo bảng 4.15 tài liệu [1] với cấu tạo nền bê tông dày

175 mm có lớp vữa ở trên 25mm, có lát gạch Vinyl 3mm, vào mùa hè, ta tra được k23 2,68 W/m 2 K

Dạng 2 : Tính điển hình cho siêu thị tầng 1

Dạng 1: Tính điển hình cho văn phòng 1 (tầng 2)

Bảng 2 10 Nhiệt lượng truyền qua sàn

Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng Q 31

Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng bao gồm 2 thành phần: bức xạ và đối lưu Do kết cấu bao che hấp thụ phần nhiệt bức xạ này, nên nhiệt tác động đến tải lạnh sẽ nhỏ hơn trị số tính toán:

Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng:

Q31 = nt.nđ.Q W nt : Hệ số tác dụng tức thời do đèn chiếu sáng, tra bảng 4.8 tài liệu [1]

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 nđ :Hệ số tác động đồng thời, chỉ dùng cho các tòa nhà và các không gian điều hòa không khí lớn:

• Nhà cao tầng công sở: nđ = 0,7 – 0,85

• Cửa hàng bách hóa: nđ = 0,9 – 1

• Nhà cao tầng khách sạn: nđ = 0,3 – 0,5

Q: Tổng nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng, W

- Đối với đèn dây tóc, theo công thức 4.13 tài liệu [1]

- Đối với đèn huỳnh quang, theo công thức 4.14 tài liệu [1]

N: Tổng công suất ghi trên bóng đèn, do chưa biết tổng công suất đèn nên ta có thể chọn giá trị định hướng theo tiêu chuẩn q= 10 – 12 W/m 2

❖ Tính toán nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng ở siêu thị tầng 1

- Hệ số tác dụng tức thời do đèn chiếu sáng với gs > 250 kg/m 2 , vì không gian đa số là văn phòng nên ta chọn nt = 1

- Chọn hệ số tác động đồng thời cho siêu thị là nđ = 1

- Công trình Office Haus dùng đèn led nên là:

Tính toán tương tự cho các phòng còn lại ta được bảng sau:

Bảng 2 11 Nhiệt lượng tỏa ra do đèn chiếu sáng

Nhiệt hiện tỏa ra máy móc Q 32

Nhiệt tỏa ra đối với thiết bị điện như: máy tính, máy in, máy sấy tóc, bàn ủi … trong gia đình hoặc văn phòng là các loại không dùng động cơ nên nhiệt hiện tỏa ra có thể tính như của đèn chiếu sáng

Nhiệt tỏa ra do các thiết bị dùng động cơ điện như quạt gió, máy in, máy dệt sẽ được chia ra làm 3 dạng để tính toán như sau

Dạng 1: Động cơ điện và máy móc đều nằm trong phòng điều hòa với công suất định mức N ,W và hiệu suất động cơ  đầy tải thì nhiệt tỏa ra được thì nhiệt tỏa ra được tính theo công thức 4.16 tài liệu [1]

Dạng 2: Động cơ điện nằm ngoài còn máy được động cơ điện dẫn động nằm bên trong phòng điều hòa thì nhiệt tỏa ra được tính theo công thức 4.17 tài liệu [1]

Dạng 3: Động cơ điện nằm bên trong phòng điều hòa còn máy được dẫn động nằm bên ngoài nên nhiệt tỏa ra trong phòng điều hòa được tính theo công thức 4.18 tài liệu [1]

Với  tra bảng 4.16 tài liệu [1]

Nếu như máy móc hoạt động không liên tục thì nhiệt tỏa ra lúc này sẽ tính bằng Q32 nhân với thời gian làm việc và chia cho tổng thời gian điều hòa trong ngày

Bảng 2 12 Nhiệt lượng tỏa ra do máy móc không có động cơ điện

Thiết bị Công suất N (W) Thiết bị Công suất N, W

Máy vi tính 150 Nồi cơm điện 600

Camera hồng ngoại 15 Ấm siêu tốc 1000

TV 70 Laptop và cục sạc 225

Máy fax 30 Máy chủ server 500

Máy chiếu 300 Điện thoại bàn 9

Bảng 2 13 Nhiệt lượng tỏa ra do máy móc có động cơ điện

Thiết bị Công suất N (W) Hiệu suất  (%) Q 32 (W)

Qua công suất thiết bị trên các bảng đã liệt kê ta có thể ước tính tải và chia thành mật độ tải trên W/m 2 đối với siêu thị và quán coffee còn đối với văn phòng ta tham khảo mật độ tải thiết bị theo tài liệu [7]

Bảng 2 14 Nhiệt lượng tỏa ra từ thiết bị

Tầng Khu vực/phòng F (m 2 ) Mật độ (W/m 2 ) Q 32 (W)

Do chưa biết được công suất cụ thể của các thiết bị và mật độ bố trí thiết bị trong không gian điều hòa nên nhiệt tỏa ra do thiết bị được tính ở trên chỉ để tham khảo, có thể sai lệch đáng kể so với thực tế

Nhiệt hiện và ẩn tỏa ra do người Q 4

2.7.1 Nhiệt hiện tỏa ra do người Q 4

Trong đó n: Là số người trong không gian cần điều hòa Mật độ người nếu không biết chính xác có thể lấy theo các giá trị định hướng theo bảng 4.17 tài liệu [1] qh: nhiệt hiện tỏa ra từ một người, W/người Tra theo bảng 4.18 tài liệu [1]

Trong trường hợp số lượng người quá đông như: hội trường, rạp hát, vũ trường, sân khấu, phòng thi đấu thể thao… cần kể đến sự hấp thụ bởi kết cấu bao che Do đó, ta cần kể đến hệ số tác động tức thời nt ( hệ số tác động tức thời do đèn chiếu sáng và nhiệt hiện của người) Đối với các tòa nhà lớn ta cần tính thêm hệ số tác dụng không đồng thời nđ

Nhà cao tầng, công sở nđ =0,75 – 0,9

Nhà cao tầng, khách sạn nđ = 0,8 – 0,9

.Cửa hàng bách hóa nđ = 0,8 – 0,9

❖ Tính nhiệt hiện do người tỏa ra cho siêu thị tầng 1

Chọn mật độ người là 12 m 2 /người theo (tài liệu [7] Ashrae 62.1) Diện tích sàn siêu thị,

Nhiệt do người tỏa ra tra theo (tài liệu [8] Ashrae fundamental 2017) đối với mức độ hoạt động trong siêu thị qh u W/người

Ta chọn nđ = 0,85, cho công năng của khu vực

Vì công trình đa số là văn phòng nên ta chọn nt =1 cho tất cả cả không gian

2.7.2 Nhiệt ẩn tỏa ra do người Q 4

Trong không gian điều hòa ngoài nhiệt hiện cần có sự hiện diện của thành phần nhiệt ẩn do con người tỏa ra như ( mồ hôi, hơi thở) , do thức ăn tỏa ra Nhiệt ẩn của phòng điều hòa được tính theo công thức

Trong đó: n: Là số người trong không gian cần điều hòa Mật độ người nếu không biết chính xác có thể lấy theo các giá trị định hướng theo bảng 4.17 tài liệu [1] qa: nhiệt ẩn tỏa ra từ một người, W/người Tra theo bảng 4.18 tài liệu [1] Đối với khu ăn uống cộng thêm 10 W/người do thức ăn tỏa ra

❖ Tính nhiệt ẩn do người tỏa ra cho siêu thị tầng 1

Nhiệt do người tỏa ra tra theo bảng 4.18 tài liệu [1] đối với mức độ hoạt động trong siêu thị qa U W/người

Bảng 2 15 Nhiệt hiện và ẩn tỏa ra do người

Nhiệt hiện và ẩn do gió tươi mang vào Q 5

Phòng điều hòa luôn cần được cung cấp một lượng gió tươi bên ngoài vào để đảm bảo đủ lượng oxy cần thiết cho con người hoạt động trong phòng và tạo sự đối lưu thông thoáng cho không gian điều hòa Lượng gió tươi cấp vào này sẽ phụ thuộc vào điều kiện khí hậu ngoài trời và mang độ ẩm không khí ngoài trời nên sẽ gồm 2 thành phần nhiệt hiện Q5h và nhiệt ẩn Q5a theo công thức 4.21 và 4.22 tài liệu [1]

Trong đó: tN, tT : nhiệt độ của gió tươi bên ngoài và bên trong không gian điều hoà, o C dN, dT : độ chứa hơi của gió tươi bên ngoài và bên trong không gian điều hoà, g/kg n : số người trong không gian điều hoà l : lượng không khí tươi từ ngoài trời cần đưa vào phòng cho một người trong một giây

Bảng 2 16 Thông số không khí Điều kiện không khí t ( o C)  (%) d (g/kgkk)

❖ Tính nhiệt tỏa ra do gió tươi cấp vào siêu thị tầng 1 n là số người như đã tính trên Q4 => n h l là lưu lượng khí tươi cần cho một người trong một giây tra Ashrae 62.1 ta có lưu lượng gió tươi tính cho siêu thị là: l = 7,6 l/s.người

Tính toán tương tự cho các phòng còn lại ta được bảng sau:

Bảng 2 17 Nhiệt do gió tươi cấp vào phòng

Tầng Khu vực/phòng F (m 2 ) Mật độ

Nhiệt hiện và ẩn do gió lọt vào Q 6

Không gian điều hòa được làm kín để chủ động kiểm soát được lượng gió tươi cấp vào phòng nhằm tiết kiệm năng lượng nhưng vẫn có hiện tượng rò lọt không khí qua khe cửa sổ, cửa ra vào Mức độ rò rỉ phụ thuộc vào nhiều yếu tố: độ chênh áp giữa bên trong

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 và bên ngoài, số lần đóng mở cửa… Hiện tượng này xảy ra càng nhiều khi chênh lệch nhiệt độ càng lớn Nhiệt hiện và ẩn do gió lọt được xác định như sau:

 : là hệ số kinh nghiệm, xác định theo bảng 4.20 tài liệu [1]

Nếu số người ra vào nhiều, cửa đóng mở nhiều lần thì cần phải bổ sung thêm lượng nhiệt hiện và ẩn như sau :

Trong đó: tN, tT : nhiệt độ của gió tươi bên ngoài và bên trong không gian điều hoà, o C dN, dT : độ chứa hơi của gió tươi bên ngoài và bên trong không gian điều hoà, g/kg

Với : n: là số người qua cửa trong 1 giờ

Lc : Lượng không khí lọt qua cửa qua mỗi lần mở cửa, m 3 /người, tra bảng 4.21 tài liệu [1]

Khu vực điều hòa có gió lọt nhiều nhất là các không gian điều hòa ở tầng 1 vì tầng này có nhiều người ra vào :

❖ Tính nhiệt hiện và ẩn do gió lọt cho siêu thị tầng 1 :

Vì đây là khu vực có người ra vào thường xuyên và chỉ có 2 cửa các không gian bên trong đều kín nên chỉ tính gió rò lọt do đóng mở cửa Siêu thị có mật độ người là

68 < 100 người theo bảng 4.21 tài liệu [1] và cửa là cửa bản lề ta có 3 m 3 /người

Tính toán tương tự cho coffee shop và sảnh chính ta được bảng sau :

Bảng 2 18 Nhiệt do gió lọt vào phòng

Tầng Khu vực/phòng F (m 2 ) L bs (l/s) Q bsh (W) Q bsa (W) Q bs (W)

Do các không gian khác đều là không gian ít người ra vào thường xuyên và lượng gió rò lọt không đáng kể nên có thể xem như Q6 =0 W

Tổng phụ tải lạnh của công trình

Tổng phụ tải lạnh như được giới thiệu ở đầu chương 2 sẽ là tổng hợp của các thành phần phụ tải như sau:

Bảng 2 19 Bảng tổng hợp các thành phần phụ tải theo từng phòng

Hình 2 1 Biểu đồ phần trăm tải lạnh của công trình

Biểu đồ phần trăm tải lạnh

PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Lựa chọn hệ thống điều hòa không khí

Hiện nay nhu cầu phát triển xã hội ngày càng cao, để đáp ứng nhu cầu một cách tối ưu và đa dạng của con người thì các hệ thống lạnh cũng được phát triển mạnh mẽ ở rất nhiều hệ thống khác nhau ứng với các loại công trình khác nhau như: nhà hàng, khách sạn, trung tâm thương mại, biệt thự, căn hộ, bệnh viện, nhà máy…

Yêu cầu khi lựa chọn phương án cho hệ thống điều hòa không khí:

• Hệ thống phải đảm bảo các thông số trong và ngoài công trình Phải đáp ứng các yêu cầu về mặt kỹ thuật cũng như mỹ thuật và mục đích công trình

• Giá thành thiết bị, vật tư phù hợp với công trình và nhà đầu tư

• Khi đưa vào hoạt động phải đảm bảo an toàn, độ tin cây, tuổi thọ và mang lại hiệu quả kinh tế cao cho nhà đầu tư

Mỗi hệ thống điều hòa không khí đều có thể thích hợp với từng loại công trình cụ thể như:

- Hệ thống Water chiller: phù hợp với các dự án trung tâm thương mại lớn, khách sạn 5 sao, cao ốc văn phòng lớn, trung tâm hội nghị…

- Hệ thống VRV/VRF: phù hợp với các dự án nhà hàng, khách sạn, tòa nhà văn phòng, trường học vừa và nhỏ…

- Hệ thống multi: phù hợp với các tòa nhà chung cư có nhiều phòng ngủ, hệ số sử dụng đồng thời nhỏ

- Hệ thống cục bộ ( split system): Phù hợp với các dự án nhỏ, dân dụng như nhà ở, cửa hàng buôn bán… Đối với Công trình Office Haus có quy mô 6 tầng, 1 trệt, 1 hầm với diện tích mỗi sàn khoảng 2500 m 2 thì em sẽ cân nhắc việc sử dụng 2 hệ thống VRV/VRF hoặc Chiller

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 Để có những cơ sở chọn lựa thuyết phục nhất giữa 2 hệ thống lạnh ta sẽ tìm hiểu sơ bộ về nguyên lý và so sánh ưu nhược điểm của hệ thống Chiller và VRV/VRF để quyết định

3.1.1 Hệ thống điều hòa trung tâm VRV/VRF a Giới thiệu

Hệ VRV (Variable Refrigerant volume) là hệ thống điều hòa không khí của hãng Daikin, một dàn nóng kết nối với nhiều dàn lạnh (thường gọi là một mẹ nhiều con), các sản phẩm tương sự của các hãng khác thì mang tên gọi VRF (variable Refrigerant Flow) làm lạnh trực tiếp không khí phòng trong các dàn bay hơi VRV cũng có hai loại giải nhiệt gió và giải nhiệt nước nhưng chủ yếu là loại giải nhiệt gió

Hệ thống điều hoà kiểu VRV bao gồm các thiết bị chính: Dàn nóng/ Cụm dàn nóng, các dàn lạnh, bộ chia gas, hệ thống đường ống dẫn gas và phụ kiện

Trong một hệ thống có thể có nhiều dàn lạnh, kiểu dàn lạnh và công suất khác nhau, các dàn lạnh có thể điều khiển độc lập bằng bộ điều khiển có dây hoặc không day Ngoài ra các hệ thống VRV có thể kết nối với bộ điều khiển trung tâm thông minh để điều khiển và kiểm soát toàn bộ dự án Dàn nóng/ Cụm dàn nóng VRV sử dụng công nghệ máy nén biến tần có khả năng tăng giảm công suất từ 6-100% tải ứng với mọi mức tăng giảm tải của các dàn lạnh

VRV A là thế hệ mới nhất của Daikin gồm từng cụm dàn nóng kết nối với tối đa

Dàn nóng: Cụm 3 dàn nóng kết nối lại thành từng cụm nhằm đẩy công suất điện trong máy nén lên đến 60 HP (Một số hãng khác có tổ hợp dàn nóng lên tới 80HP) , năng suất lạnh tối đa 168 kW

Hệ thống có 2 loại: 1 chiều lạnh, 2 chiều với chiều lạnh và sưởi ấm Máy nén có biến tần dần được tích hợp vào dòng sản phẩm mới này, nhằm đảm bảo hoạt động tốt cho máy nén khi lượng tải lạnh dao động lớn, liên tục

Dàn lạnh: Có rất nhiều loại dàn như cassete âm trần, âm trần nối ống gió, treo tường, dàn lạnh đặt đứng, áp trần … b Ưu điểm

• Hệ thống tiết kiệm năng lượng vận hành với các máy nén công nghệ biến tần

• Công suất dàn nóng lắp ghép module nên dễ dàng thay đổi size đáp ứng theo yêu cầu thiết kế

• Chênh lệch và chiều dài ống gas cho phép dài hơn rất nhiều so với các hệ cục bộ thông thường thuận lợi cho việc chọn vị trí lắp đặt dàn nóng

• Các dàn lạnh với dãi công suất nhỏ đa dạng giúp dễ dàng trong việc thiết kế chọn lựa và phù hợp với các không gian làm lạnh, điều khiển độc lập

• Hệ thống điều khiển thông minh và kết nối được với hệ thống BMS tòa nhà

• Với nhiều các chức năng thông minh tiện ích giúp kiểm tra phát hiện sự cố hư hỏng nhanh chóng và chính xác

• Lắp đặt tương đối đơn giản vì hầu hết chỉ gồm thiết bị và vật tư ống đồng

• Vận hành, sử dụng dễ dàng hơn so với các hệ thống chiller

• Bảo trì bảo dưỡng dễ dàng hơn hệ thống chiller c Nhược điểm

• Chiều dài ống gas cho phép dài nhưng vẫn có giới hạn nên chỉ phù hợp các dự án có công suất < 1000kW lạnh hoặc tòa nhà dưới 20 tầng

• Các dàn nóng là loại giải nhiệt gió nên phải đặt ngoài trời trong khi chiều dài ống gas sẽ là hạn chế đối với các dự án diện tích lớn sẽ gặp khó khăn trong việc xác định vị trí đặt dàn nóng vừa đảm bảo kỹ thuật vừa đảm bảo mỹ quan dự án

• Các dàn lạnh thường chủ yếu là FCU và AHU công suất dưới 30HP nên hạn chế đối với các dự án không gian rộng lớn như trung tâm thương mại, siêu thị, trung tâm hội nghị… Có khả năng rò rỉ môi chất gas trong tòa nhà nếu đường ống hàn hoặc kiểm tra không cẩn thận

• Các thiết bị dàn lạnh chủ yếu tập trung với các dãi công suất nhỏ và thông dụng với áp suất quạt nhỏ nên chưa tối ưu đối với các dự án đòi hỏi cao về kỹ thuật như khử ẩm, tạo ẩm, lọc sạch…

Sau đây là một số hình ảnh minh họa về hệ thống VRV/VRF

Hình 3 1 Sơ đồ nguyên lý hệ thống VRV

Hình 3 2 Lắp đặt hệ thống VRV cho tòa nhà

3.1.2 Hệ thống điều hòa không khí trung tâm Chiller a Giới thiệu

Hệ thống điều hòa không khí trung tâm làm lạnh nước Chiller là một hệ thống sử dụng nước lạnh được bơm đẩy lên làm lạnh không khí qua các dàn trao đổi nhiệt AHU (Air Handling Unit) và FCU (Fan Coil Unit) Nước sau đó được bơm hút về chiller để làm lạnh và tiếp tục lặp lại quá trình

Hệ thống điều hòa trung tâm làm lạnh nước Chiller có 2 loại cơ bản:

• Air Cooled Chiller: làm lạnh nước, giải nhiệt bình ngưng bằng gió

• Water Chiller: làm lạnh nước, giải nhiệt bình ngưng bằng nước

Hình 3 3 Chiller giải nhiệt gió

Hình 3 4 Chiller giải nhiệt nước

Lựa chọn phương án giải nhiệt cho bình ngưng

Tác nhân giải nhiệt đi vào bình ngưng để giải nhiệt môi chất bên trong, có hai phương án giải nhiệt cho bình ngưng để lựa chọn bao gồm: nước hoặc gió

3.2.1 Phương án Chiller giải nhiệt gió a Giới thiệu

Chiller giải nhiệt gió là hệ thống làm mát được áp dụng nguyên lý làm lạnh cưỡng bức bằng gas Dùng quạt cưỡng bức để hạ nhiệt

Chiller giải nhiệt gió được phân loại dựa theo hướng thổi của quạt Cụ thể như sau:

- Quạt thổi ngang: Loại chiller giải nhiệt gió này có hiệu suất tản nhiệt tốt, song do luồng khí bị thổi ngang nên sẽ ảnh hưởng tới những thiết bị, máy móc khác Do đó mà chiller giải nhiệt gió quạt thổi ngang thường được dùng cho những hệ thống có công suất nhỏ rơi vào khoảng từ 5HP đến 15HP điện trên 1 quạt

- Quạt thổi nghiêng: Chiller quạt thổi nghiêng dành cho những hệ thống lớn hơn 1 chút so với những hệ thống dùng chiller quạt thổi ngang Việc thổi nghiêng đem lại hiệu suất tỏa nhiệt tương đối cao Đồng thời do hướng thổi nghiêng nên giảm thiểu sử ảnh hưởng đến con người cũng như máy móc xung quanh Nó được dùng cho những hệ thống từ 15hp đến 30hp điện cho 2 quạt

- Quạt thổi trên: Chiller quạt thổi trên được sử dụng cho những hệ thống có công suất lớn Bởi nhiệt tỏa ra của các hệ thống này nhiều nên cần phải được thổi lên trên để trám ảnh hưởng đến những thiết bị khác ở xung quanh b Ưu điểm

• Dễ vận chuyển và lắp đặt

• Phù hợp cho những nơi không có nguồn nước sạch hoặc nguồn nước có lẫn hóa chất c Nhược điểm

• Công suất làm việc nhỏ hơn so với Chiller giải nhiệt nước

• Chiller giải nhiệt gió thích hợp sử dụng ở những công trình có yêu cầu làm mát nhỏ với số lượng máy móc không nhiều

• Cần phải tiến hành bảo dưỡng hệ thống Chiller giải nhiệt gió thường xuyên

3.2.2 Phương án Chiller giải nhiệt nước a Giới thiệu

Là Chiller sử dụng nước từ tháp giải nhiệt để giải nhiệt cho môi chất lạnh ở bình ngưng b Ưu điểm

• Không gây ảnh hưởng tới không gian lắp đặt

• Chiller giải nhiệt nước phù hợp cho những công trình có quy mô lớn c Nhược điểm

• Cần phải tiến hành lắp đặt hệ thống làm mềm nước cho tháp giải nhiệt

• Khâu bảo trì khá phức tạp

• Chi phí đầu tư, lắp đặt và chi phí vận hành cao hơn so với máy Chiller giải nhiệt gió

• Phải có không gian rộng để lắp đặt tháp giải nhiệt và cần đầu tư hệ thống đường ống, bơm…

3.2.2 So sánh giữa 2 phương án

Bảng 3 2 So sánh phương án giải nhiệt nước và gió

Chiller giải nhiệt nuóc Chiller giải nhiệt gió

• Công suất lớn • Công suất nhỏ

• Thích hợp công trình lớn • Thích hợp công trình vừa và nhỏ

• Chi phí đầu tư cao • Chi phí đầu tư thấp hơn

• Tuổi thọ cao • Tuổi thọ thấp hơn

Với công trình Office Haus có phụ tải tương đối lớn, cần độ tin cậy cao và không gian trên mái nhà có thể sẽ tận dụng để trồng cây nên phương án Water chiller là hợp lý nhất

Lựa chọn tác nhân lạnh

Tác nhân lạnh (còn gọi là môi chất lạnh) là chất môi giới sử dụng trong chu trình nhiệt động ngược chiều để hấp thụ nhiệt lượng của môi trường cần làm lạnh có nhiệt độ thấp và tải nhiệt lượng ra môi trường có nhiệt độ cao hơn

Tác nhân lạnh sử dụng trong các thiết bị máy lạnh phải thỏa mãn các yêu cầu sau:

- Đặc tính nhiệt động tốt

- Không độc hại, không ăn mòn kim loại

- Không gây huỷ hoại tầng ozon và hiệu ứng nhà kính

- Hiệu suất làm lạnh cao, tiết kiệm chi phí điện năng tiêu thụ

Có rất nhiều tác nhân lạnh nhưng ứng với mỗi loại thiết bị làm lạnh cụ thể mà người ta sẽ chọn tác nhân lạnh sao cho phù hợp nhất Ngoài ra có một số tác nhân lạnh gây hủy hoại tầng ozon và hiệu ứng nhà kính ngày nay đã không còn được sử dụng như R11, R12, R22

Trong phạm vi luận văn tốt nghiệp em xin phép đề cập phân tích các tác nhân lạnh thông dụng được sử dụng rộng rãi bên ngoài và đặc biệt ưu tiên chọn các tác nhân lạnh được các hãng máy lạnh lớn như Daikin, Trane, Carrier sử dụng cho chiller

Là tác nhân lạnh thuộc nhóm HFC, công thức hòa học là CF3CH2F, không tham gia vào việc phá hủy tầng ozone (không có thành phần Clo trong công thức hóa học) nhưng có tác động làm gia tăng nhiệt độ bầu khí quyển ở mức thấp (GWP = 1320)

- Nhiệt độ sôi ở áp suất khí quyển thấp: p = 1,013 bar; t = – 26,2 o C

- Ở nhiệt độ môi trường áp suất ngưng tụ vừa phải: t = 40 o C; p = 10,1761 bar

- Nhiệt ẩn hóa hơi tương đối lớn, ví dụ r = 269,2 kJ/kg tại – 15 o C

Bảng 3 3 Ưu và nhược điểm của R134a

▪ Là môi chất lạnh được xem là thích hợp nhất để thay thế R22

▪ Không ăn mòn vật liệu chế tạo thiết bị

▪ Có tính chất nhiệt động tốt

▪ Không gây ảnh hưởng tới môi trường

▪ Tính hòa tan dầu thấp nên khó khăn trong việc bôi trơn

▪ Tính chất nhiệt động không tốt bằng R22

Gas R410a là môi chất được sử dụng trong hệ thống làm lạnh hấp thụ nhiệt của điều hòa không khí Gas 410a có áp suất cao (áp suất tĩnh lên tới 250 psi), Gas R410a cũng có thành phần hóa học tương tự như loại gas R22 nhưng lại có tỉ số nén cao hơn so với gas R22 R410A bao gồm 2 thành phần chính theo tỷ lệ: 50% R32 + 50% R125

Bảng 3 4 Ưu và nhược điểm của R410a

▪ Bảo vệ môi trường tốt, thay thế tốt cho

▪ Khả năng làm mát nhanh hơn và lạnh sâu

▪ Khả năng hút ẩm cao, tạo lớp cặn bám vào đường ống

▪ Khó lắp đặt và bảo trì, khi gas bị rò rỉ thì phải thay toàn bộ gas chứ không bổ sung gas được Vì vậy sẽ làm tăng chi phí vận hành

▪ Chỉ phù hợp với những công trình nhỏ

3.3.3 Môi chất lạnh R32 Đây là dòng gas lạnh mới sử được sử dụng những công nghệ sản xuất mới nhất cho đến hiện tại, được tạo ra nhằm thay thế cho các dòng gas lạnh cũ trước đó như R22 và R410A R32 xem như là xu hướng sử dụng trong tương lai

Bảng 3 5 Ưu và nhược điểm của R32

▪ An toàn: rất khó cháy, nổ

▪ An toàn với môi trường, lượng khí thải giảm tới 75%

▪ Làm lạnh sâu, tiết kiệm điện hơn R410a

▪ Giá thành cao, chi phí đầu tư và vận hành cao nên chỉ thích hơp sử dụng các loại máy nhỏ

▪ Khó lắp đặt, bảo trì cần thợ có chuyên môn tay nghề cao

So sánh các đặc tính của ba loại môi chất trên:

Bảng 3 6 So sánh đặc tính 3 loại môi chất lạnh trên Đặc điểm R134a R410a R32

Gía thành Rẻ Rẻ Đắt

Kỹ thuật nạp gas Dễ Khó Khó

An toàn sức khỏe con người TB TB Tốt

Bảo vệ môi trường TB Tốt Tốt

Tiết kiệm điện Không Không Tốt

- Nhìn chung, trong thực tế không có môi chất lạnh nào là tối ưu nhất mà tùy theo từng hệ thống lạnh cụ thể người ta sẽ chọn môi chất phát huy được tối đa ưu điểm của chúng

- Đối với công trình có phụ tải tương đối lớn như Office Haus thì cần quan tâm đến vấn đề giá thành cũng như vấn đề khi bảo trì sửa chữa và cũng dựa theo các hãng chiller nổi tiếng hiện nay (Carrier, Trane, Daikin…) thì ta sẽ chọn môi chất R134a để sử dụng cho hệ thống Water chiller.

Lựa chọn chất tải lạnh

Chất tải lạnh là chất trung gian nhận nhiệt của đối tượng cần làm lạnh chuyền tới thiết bị bay hơi cấp cho môi chất lạnh sôi Hệ thống lạnh dùng chất tải lạnh hay còn gọi là hệ thống lạnh gián tiếp Chất tải lạnh đôi khi còn được gọi là môi chất lạnh thứ cấp Chất tải lạnh có thể là nước hoặc không khí, nước muối, dung dịch Glycol…

Vì nước muối gây ăn mòn thiết bị, bám bẩn đường ống nên thường chỉ được dùng trong các kho lạnh có nhiệt độ làm lạnh thấp Đối với dự án với năng suất lạnh tổng lớn nên hệ thống đường ống cũng lớn nếu sử dụng chất tải lạnh không khí sẽ dẫn đến thiết kế hệ thống đường ống cồng kềnh không phù hợp về mặt kinh tết lẫn kỹ thuật lắp đặt

Với chất tải lạnh là nước, việc sử dụng các bơm nước để vận chuyển chất tải lạnh dễ dàng đến các thiết bị trao đổi nhiệt, tính phổ biến của chúng ở hầu hết các thiết bị chiller hiện nay sử dụng

Ngoài những vấn đề nêu trên, môi chất tải lạnh là nước còn có khả năng đáp ứng những yêu cầu vê kỹ thuật và tính kinh tế như:

- Không ăn mòn thiết bị

- Giá thành rẻ, dễ tìm, có sẵn

- Không gây cháy nỗ vào không gây độc hại cho người,

- Khả năng dẫn nhiệt tốt

- Nhiệt ẩn hóa hơi lớn nên không cần lưu lượng cao nếu cùng một yêu cầu phụ tải lạnh giống như môi chất tải lạnh là không khí

Qua các đánh giá ở trên về các ưu điểm của chất tải lạnh là nước thì ta sẽ chọn chất tải lạnh là nước cho hệ thống Chiller

Lựa chọn máy nén

Máy nén thường được xem là trái tim của hệ thống HVAC Mỗi loại máy nén khác nhau được thiết kế để đáp ứng nhu cầu riêng cho từng loại dự án

Máy nén ảnh hưởng trực tiếp đến các loại hiệu suất trong hệ thống điều hòa và cũng chiếm nhiều năng lượng nhất Do chức năng quan trọng của nó, máy nén chiếm 25 – 40% tổng chi phí hệ thống và đóng vai trò xác định phạm vi giá trị của toàn bộ hệ thống Ta xem xét các loại máy nén phổ biến nhất đang được sử dụng cho hệ thống

Chiller hiện nay, bao gồm: máy nén piston, máy nén rotary, máy nén trục vít, máy nén xoắn ốc, máy nén ly tâm

3.5.1 Máy nén Piston (Reciprocating compressor)

Hình 3 6 Máy nén piston của Blitzer

Máy nén piston được sử dụng trong các máy điều hòa không khí có năng suất nhỏ và vừa với tỷ số nén khoảng 7, đối với chiller thì thường là loại nhỏ hơn 100 Ton

Cấu tạo nhiều chi tiết, vận hành ồn, dễ hư hỏng, hiệu suất kém Do đó trong thực tế chiller sử dụng máy nén này ít được sử dụng mà thay bằng máy nén xoắn ốc hoặc trục vít ở dãi công suất tương đương

3.5.2 Máy nén rotor (rotary compressor)

Máy nén roto có 2 phần tử quay ăn khớp như bánh răng và môi chất lạnh được nén ở giữa chúng Những chiếc máy này có hiệu quả làm việc cao bởi hoạt động hút và nén môi chất lạnh được diễn ra đồng thời cùng lúc Chúng không có quá nhiều bộ phận di chuyển, tốc độ quay không cao, chi phí mua và bảo trì sau này tương đối thấp, dễ dàng thích nghi với môi trường xấu Tuy nhiên, một nhược điểm của chúng là áp suất thường thấp hơn các loại máy khác Máy nén khí roto được chia làm 2 loại phổ biến là: Máy nén khí Roto kiểu cánh gạt và máy nén khí roto lăn

So với máy nén piston, nói chung máy nén roto có các ưu điểm sau: khối lượng và kích thước nhỏ gọn, khối lượng các bộ phận chuyển động không nhiều, độ rung và ma sát ít, độ tin cậy trong vận hành cao

Nhược điểm: công nghệ chế tạo các bộ phận đòi hỏi độ chính xác cao, hiệu suất máy không cao, tỷ số nén của máy nén roto tương đối thấp (trung bình khoảng 2,5) nên máy nén roto hiện nay rất ít sử dụng trong hệ thống lạnh

3.5.3 Máy nén xoắn ốc (Scroll compressor)

Máy nén xoắn ốc được sử dụng chủ yếu ở hệ thống Chiller công nghiệp với khả năng chịu tải lớn khá đáng kể Máy nén này phổ biến đối với những chiller làm mát bằng gió

• Ưu điểm của máy nén lạnh xoắn ốc: chúng hoạt động yên tĩnh và bộ phận hoạt động trơn tru và hiệu suất cao nhất trong các máy nén, rất linh hoạt trong việc xử lý môi chất lạnh

• Nhược điểm: máy nén xoắn ốc có nhược điểm là ở thiết kế kín nên rất khó sửa chữa, chúng không thể quay ở cả 2 chiều Máy nén khí xoắn ốc chủ yếu được sử dụng trong hệ thống điều hòa không khí ôtô và dàn lạnh công nghiệp

Hình 3 7 Máy nén xoắn ốc hãng Blitzer

3.5.4 Máy nén trục vít (Screw compressor, Helical rotary compressor)

Máy nén trục vít thuộc loại máy nén thể tích Hơi được nén đến áp suất cao nhờ sự giảm thể tích tạo bởi các rãnh vít và thân máy nén Máy nén trục vít là loại máy quay nhanh và không có các xupap đầu hút và đầu đẩy Các bộ phận làm việc là các vít quay nhưng không tiếp xúc với nhau và không tiếp xúc với thân máy Các vít chỉ cho phép tiếp xúc với nhau trong trường hợp có cung cấp dầu bôi trơn cho máy nén

Máy nén trục vít hiện nay được sử dụng rộng rãi trong các hệ thống lạnh với năng suất từ trung bình đến lớn với năng suất lạnh từ 50-1100 Ton

Tỉ số nén trung bình có thể chấp nhận được ở máy nén trục vít vào khoảng 20

Do cấu tạo chủ yếu chỉ có 2 trục vít và van trượt nên tuổi thọ cao hiệu suất cao, vận hành êm

Máy nén trục vít thường dùng cho các thiết bị chiller có năng suất lạnh từ 100 đến

300 ton lạnh nên thường là lựa chọn phù hợp đối với các công trình chiller có năng suất lạnh từ 600 ton trở xuống

Hình 3 8 Cấu tạo bên trong máy nén trục vít

3.5.4 Máy nén ly tâm ( Centrifugal compressor)

Máy nén lạnh ly tâm rất thích hợp để nén môi chất lạnh với lưu lượng lớn và áp suất thấp Máy nén ly tâm có thiết kế đơn giản và ít bộ phận chuyển động và hiệu quả năng lượng trong quá trình khi hoạt động ở chế độ rất thấp

- Kích thước và trọng lượng nhỏ, đặc biệt với năng suất lạnh rất lớn

- Cấu tạo đơn giản vận hành tin cậy và tuổi thọ kéo dài

- Dòng tác nhân lạnh ra khỏi máy nén một cách đồng đều không có dầu bôi trơn trong máy nén tăng hệ số truỵền nhiệt

- Có thể nén tiết lưu nhiều cấp

- Hiệu suất thấp hơn đối với các máy nhỏ và trung bình

- Cần có bộ tăng tốc khi có sử dụng động cơ điện

Loại máy nén này rất phổ biến lắp đặt cho các dự án phức tạp với tải lớn và rất lớn

Hình 3 9 Cấu tạo máy nén ly tâm

❖ Kết luận: Để lựa chọn máy nén phù hợp cho hệ thống chiller của tòa nhà văn phòng Office Haus thì ta cần xem xét ưu nhược điểm của các loại máy nén trên Đầu tiên là máy nén Piston có thể sẽ không phù hợp vì máy nén có hiệu suất nhỏ và thường được sử dụng trong những máy điều hòa không khí có công suất nhỏ khoảng 100 ton, còn với 4 loại máy nén còn lại ta có thể cân nhắc việc chọn máy nén trục vít hoặc máy nén ly tâm vì đây là 2 loại máy nén phù hợp với công trình có phụ tải lạnh trung bình và lớn Máy nén trục vít thường dùng cho các thiết bị chiller có năng suất lạnh từ 100 đến 300 ton lạnh

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 nên thường là lựa chọn phù hợp đối với các công trình chiller có năng suất lạnh từ 600 ton trở xuống và có giá thành rẻ hơn so với máy nén ly tâm, còn máy nén ly tâm sẽ phù hợp với các công trình phức tạp có phụ tải lớn và rất lớn nên giá thành sẽ đắt hơn máy nén trục vít

Phân tích lựa chọn chu trình lạnh

3.6.1 Chu trình lạnh cơ bản 1 cấp

Hình 3 11 Đồ thị T-s và LogP-i của chu trình lạnh cơ bản 1 cấp

Quá trình 1-2: Hơi Freon sau khi ra khỏi bình bay hơi (hơi bão hòa khô) ở điểm 1 được vào máy nén ở áp suất p0, sau đó được nén đoạn nhiệt đến điểm 2 ở áp suất pk

Quá trình 2-3: Sau khi ra khỏi máy nén hơi tiếp tục đi vào bình ngưng tụ, ở đây hơi ngưng tụ ở áp suất pk = const, thải nhiệt cho môi trường xung quanh và thành lỏng sôi ở điểm 3

Quá trình 3-4: Sau khi ra khỏi bình ngưng, tác nhân lỏng đi qua van tiết lưu, áp suất từ pk giảm đến áp suất p0, nhiệt độ cũng giảm xuống đến t0 Gas lỏng ra khỏi van tiết lưu là hơi bão hòa ẩm ở điểm 4 Trong quá trình tiết lưu (3-4), giá trị entanpi có thay đổi nhưng theo lý thuyết i4 = i3

Quá trình 4-1: Hơi bão hòa ẩm đi vào bình bốc hơi, nhận nhiệt của nguồn lạnh ở áp suất p0 = const, và thành hơi bão hòa khô, tiếp tục được hút vào máy nén Quá trình cứ thế tiếp tục

Trong thực tế để không hút lỏng về máy nén người ta có thể bổ sung thêm thiết bị quá nhiệt hơi trước máy nén và quá lạnh lỏng trước van tiết lưu

Bảng 3 7 Ưu và nhược điểm của chu trình lạnh cơ bản 1 cấp Ưu điểm Nhược điểm

• Công tiêu tốn cho máy nén thấp nên tiết kiệm điện hơn

• Giảm được công suất cần thiết cho bình ngưng

• Thích hợp cho những dự án yêu cầu nhiệt độ vừa phải

• Có thể có hơi vào van tiết lưu

• Hệ số COP thấp hơn chu trình có quá lạnh

3.6.2 Chu trình có quá nhiệt và quá lạnh

Các trạng thái 1, 2, 3, 4 tương tự như chu trình lạnh cơ bản, điểm khác biệt ở chu trình này bao gồm trạng thái quá nhiệt 1’ và lỏng chưa sôi 3’

Hình 3 12 Đồ thị T-s và LogP-i của chu trình có quá nhiệt và quá lạnh

Bảng 3 8 Ưu và nhược điểm của chu trình có quá nhiệt và quá lạnh Ưu điểm Nhược điểm

• Độ lạnh sâu tốt, có thể làm không gian điều hòa giảm nhiệt độ tới rất thấp

• Tiêu tốn công cho máy nén, hơi ra khỏi máy nén có độ quá nhiệt cao

• Bình ngưng cần phải có công suất lớn

Lựa chọn nhiệt độ bình bay hơi và nhiệt độ nước lạnh

Hình 3 13 Đồ thị biểu diễn sự phụ thuộc năng suất lạnh vào nhiệt độ bay hơi

Việc lựa chọn nhiệt độ bay hơi t0 có ảnh hưởng rất lớn đến năng suất lạnh q0 Khi t0 giảm thì năng suất lạnh giảm đi một lượng ∆q0, làm áp suất p0 giảm nên tỷ số nén pk/p0 cũng tăng lên làm công tiêu hao cho máy nén tăng lên, tổn thất trong van tiết lưu cũng tăng lên

Ngược lại khi tăng nhiệt độ t0 thì công nén sẽ giảm, giảm tiêu thụ điện và giảm tổn thất qua van tiết lưu nhưng hiệu quả trao đổi nhiệt thấp nên thiết bị cần có kích thước lớn hơn Để lựa chọn nhiệt độ bay hơi, nhà đầu tư sẽ tính toán thời gian thu hồi vốn giữa 2 phương án, phương án đem lại hiệu quả kinh tế cao hơn sẽ được chọn Ta chọn nhiệt độ sôi cho R134a là: t 0 =4 o C

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 b Nhiệt độ nước ra khỏi bình bay hơi (t n2 )

Nhiệt độ nước lạnh ra khỏi bình bay hơi tn2 : để đảm bảo quá trình trao đổi nhiệt tốt giữa nước chảy bên trong ống và môi chất lạnh sôi bên ngoài ống thì nhiệt độ nước ra khỏi bình bay hơi cao hơn nhiệt độ sôi của môi chất lạnh khoảng từ 3 ÷ 5℃ Ta chọn t n2 = 7 o C c Nhiệt độ nước vào bình bay hơi (t n1 )

Thông thường, chênh lệch nhiệt độ của nước qua bình bay hơi là 5 o C, ta có: t n1 = t n2 + 5 = 12 o C d Nhiệt độ nước vào FCU/AHU (t F1 )

Xem như bỏ qua tổn thất trên đường ống nước giữa bình bay hơi và FCU, vì vậy: tF1 = 7 O C e Nhiệt độ nước ra khỏi FCU/AHU (t F2 )

Xem như bỏ qua tổn thất trên đường ống nước giữa bình bay hơi và FCU, vì vậy: tF2 = 7 O C

Lựa chọn nhiệt độ bình ngưng và nhiệt độ phía nước giải nhiệt

Hình 3 14 Đồ thị biểu diễn sự phụ thuộc của năng suất lạnh vào nhiệt độ ngưng tụ

Việc lựa chọn nhiệt độ ngưng tụ tk cũng sẽ ảnh hưởng đến năng suất lạnh, khi tăng nhiệt độ tk cũng sẽ làm giảm một phần năng suất lạnh ∆q0 và làm tăng một lượng công nén ∆w và làm tăng tỷ số nén pk/p0

Không như nhiệt độ bay hơi, việc lựa chọn nhiệt độ ngưng tụ tk phụ thuộc vào nhiệt độ bầu ướt của môi trường làm việc a Nhiệt độ nước ra khỏi tháp giải nhiệt t w2

Các thông số nhiệt độ ngoài trời

- Độ ẩm không khí ngoài trời  N r%

- Nhiệt độ nhiệt kế ướt t uN 0 o C

Theo tài liệu [3] tr.475, nhiệt độ nước ra khỏi tháp cao hơn từ 3 – 5ºC so với nhiệt độ nhiệt kế ướt tuN của không khí ngoài trời, nên nhiệt độ của nước giải nhiệt sau khi ra khỏi tháp giải nhiệt: t w2 = t uN + 3 = 33 o C

Theo tài liệu [3] tr.441, độ tăng nhiệt độ nước giải nhiệt qua bình ngưng thường chọn 4 – 6ºC Nhiệt độ của nước giải nhiệt sau khi ra khỏi bình ngưng b Nhiệt độ nước ra về tháp giải nhiệt t w1

Theo tài liệu [3] tr.441, độ tăng nhiệt độ nước khi quay về tháp giải nhiệt chọn 4 – 6ºC Nhiệt độ của nước khi về tháp giải nhiệt t w1 = t w2 + 5 = 38 o C c Nhiệt độ nước vào bình ngưng t w2

Xem như bỏ qua tổn thất nhiệt trên đường ống thì

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 t w2 = 33 o C d Nhiệt độ nước ra khỏi bình ngưng t w1

Xem như bỏ qua tổn thất nhiệt trên đường ống thì t w1 = 38 o C e Nhiệt độ nước ra khỏi bình ngưng t k

Theo tài liệu [3] tr.441, chọn nhiệt độ ngưng tụ cao hơn nhiệt độ nước ra khỏi bình ngưng khoảng từ 2 – 3ºC Do đó, nhiệt độ hơi ngưng tụ của môi chất lạnh là: t k = t w1 + 3 = 41 o C

Phân tích và lựa chọn số lượng chiller

Để chọn số lượng chiller cho công trình trong thực tế ta phải xem xét đến các yếu tố sau : + Phụ tải công trình

+ Loại công trình, chức năng

+ Mức độ sử dụng đồng thời hệ thống điều hòa của công trình

Có nhiều phương án lựa chọn số chiller công trình như 1 chiller, 2 chiller, 3 chiller … chúng đều có những ưu điểm và nhược điểm riêng:

Bảng 3 9 Ưu và nhược điểm của việc chọn ít chiller Ưu điểm Nhược điểm

- Số đường ống ít, đơn giản

- Chi phí lắp đặt thấp

- Tiết kiệm không gian đặt máy

- Không linh hoạt trong việc điều chỉnh tải

- Không kinh tế trong chi phí vận hành

- Có thể dùng nhiều hơn mức cần thiết

Bảng 3 10 Ưu và nhược điểm của việc chọn nhiều chiller Ưu điểm Nhược điểm

- Khả năng điều chỉnh tải linh hoạt

- Có thể không cần tổ máy dự phòng

- Số đường ống nhiều, phức tạp

- Chi phí đầu tư ban đầu cao

- Tốn nhiều không gian đặt máy

- Tốn nhiều không gian để đặt máy hơn

Mỗi phương án đều có ưu và nhược điểm riêng qua những phân tích ở trên và dựa theo phụ tải công trình

Các tiêu chí chọn chiller như sau:

1 Nếu 1 chiller hư thì chiller còn lại đáp ứng được 65 – 80% tổng tải công trình

2 Với mức tải trên thì theo tham khảo từ tiêu chuẩn Ashrea 90.1 thì nên chọn 2 chiller cân bằng tải

Hình 3 15 Bảng chọn số lượng chiller theo Ashrea 90.1

Từ 3 tiêu chí chọn chiller được liệt kê ở trên thì ta có thể chọn số chiller như sau:

Tổng số chiller của công trình: NChiller = 2 Chiller (cân bằng tải)

Năng suất lạnh mỗi Chiller theo tiêu chí số 1

Như vậy ta sẽ sử dụng 2 chiller mỗi chiller 1123,5 kW để khi 1 chiller hư thì chiller còn lại có thể đáp ứng đủ 65- 80% tổng tải công trình

Tổng hợp các phương án

Sau khi đã phân tích lựa chọn các phương án cần thiết cho một hệ thống điều hòa không khí, ta tổng hợp kết quả lựa chọn trong bảng sau:

Bảng 3 11 Tổng hợp các phương án đã chọn cho công trình

STT Các phương án Phương án lựa chọn

1 Hệ thống điều hòa không khí Hệ thống Water Chiller

2 Phương án giải nhiệt Giải nhiệt nước

4 Loại máy nén Máy nén trục vít

5 Loại chu trình lạnh Chu trình lạnh cơ bản một cấp

8 Số lượng chiller 2 chiller chính

TÍNH TOÁN CHU TRÌNH LẠNH VÀ CHỌN CHILLER

Tóm tắt chương

Chương 4 sẽ tính toán các thông số chính trong chu trình lạnh của hệ thống, kết hợp với phụ tải đã tính được ở chương 2 và các phương án lựa chọn ở chương 3 để từ đó lựa chọn Chiller phù hợp cho công trình và tính toán lựa chọn loại Tháp giải nhiệt, FCU, PAU.

Tính toán chu trình lạnh

Dựa vào nhiệt độ bay hơi t0 và nhiệt độ ngưng tụ tk, với loại môi chất lạnh đã chọn Tra phần mềm EES để có các thông số còn lại trong chu trình bao gồm: nhiệt độ, áp suất, enthalpy, entropy ứng với mỗi trạng thái

Hình 4 1 Kết quả tính được bằng EES

Bảng 4 1 Các thông số trạng thái chu trình nhiệt Điểm t ( o C) p (bar) i (kJ/kg) s (kJ/kg.độ) Độ khô x

Năng suất lạnh đơn vị (đối với 1 kg môi chất lạnh): q0 = i1 – i4 %2,8 – 109,8 = 143 kJ/kg

Công nén đoạn nhiệt đơn vị (đối với 1 kg môi chất lạnh): w = i2 – i1 = 276,2 – 252,8 = 23,44 kJ/kg

Công suất giải nhiệt đơn vị (năng lượng mà 1kg tác nhân lạnh mất đi trong BN): qk = i2 – i3 = 166,4 kJ/kg

Lựa chọn chiller

4.3.1 Tính toán thông số lý thuyết cho 1 chiller

❖ Tổng phụ tải lạnh của toàn bộ công trình:

❖ Năng suất lạnh của 1 chiller đã chọn:

❖ Lượng môi chất lạnh tuần hoàn trong hệ thống

❖ Năng suất giải nhiệt bình ngưng là:

❖ Lưu lượng nước lạnh qua bình bay hơi

+ = 9.5 o C tra EES ta có 00 kg/m 3

❖ Lưu lượng nước giải nhiệt cho bình ngưng:

+ = 35,5 o C tra EES ta có 3,9 kg/m 3

Bảng 4 2 Bảng thông số để chọn chiller cho công trình

STT Thông số Gía trị Đơn vị

3 Nhiệt độ nước vào bình bay hơi 12 o C

4 Nhiệt độ nước ra bình bay hơi 7 o C

5 Lưu lượng nước vào bình bay hơi 193,68 m 3 /h

6 Nhiệt độ nước vào bình ngưng 33 o C

7 Nhiệt độ nước ra bình ngưng 38 o C

8 Lưu lượng nước vào bình ngưng 237,6 m 3 /h

9 Loại máy nén Trục vít

4.3.2 Phân tích và lựa chọn chiller theo catalouge

❖ Các hãng chiller trên thị trường hiện nay:

• Carrier: Là một trong những nhà sản xuất điều hòa không khí lớn nhất thế giới,

Carrier cũng sản xuất và cung cấp các dòng chiller chất lượng cao và giá thành cũng khá đắt

• Trane: Là một thương hiệu nổi tiếng về các sản phẩm điều hòa không khí và các sản phẩm liên quan khác, Trane cũng sản xuất các dòng chiller hiệu suất cao và tiết kiệm năng lượng

• York: Là một trong những nhà sản xuất hàng đầu về các sản phẩm điều hòa không khí, York cũng sản xuất các dòng chiller đáp ứng các yêu cầu của các ứng dụng công nghiệp và thương mại

• Daikin: Là một trong những thương hiệu hàng đầu về các sản phẩm điều hòa không khí, Daikin cũng sản xuất các dòng chiller với công nghệ tiên tiến, hiệu suất cao và tiết kiệm năng lượng

Hình 4 2 Bảng chọn chiller model TWSF-DC1của hãng TICA

Bảng 4 3 Tóm tắt thông số chiller đã chọn

6 Lưu lượng nước qua bình bay hơi 205 m 3 /h

7 Lưu lượng nước vào bình ngưng 239 m 3 /h

8 Loại máy nén Trục vít

Nhận xét: Từ catalouge thiết bị ta chọn chiller model TWSF0350-2DC1 có giá trị năng suất lạnh hoạt động nằm trong 65 – 80% tổng tải và nhiệt độ nước vào bình ngưng ở catalouge là 30 o C trong khi của công trình là 33 o C thì công suất sẽ giảm đi < 11197 kW nhưng ở đây ta đã chọn chiller có công suất lớn hơn đã tính toán 1123,5 kW nên cũng có thể bù đắp được phần công suất bị thiếu hụt.

Tính toán và lựa chọn tháp giải nhiệt

Trong hệ thống làm mát bằng nước, tháp giải nhiệt cho water chiller được sử dụng để giảm nhiệt độ của nước sau khi nó đã được sử dụng để làm mát cho bình ngưng Quá trình này giúp tái sử dụng nước và tiết kiệm nước, đồng thời cũng giảm chi phí vận hành của hệ thống làm mát

Tháp giải nhiệt cho water chiller thường được xây dựng dưới dạng tháp giải nhiệt dạng cross flow hoặc tháp giải nhiệt dạng counter flow Nó có một bộ phận phun nước để phân tán nước trên toàn bộ khu vực của tháp, trong khi cánh quạt sẽ thổi không khí qua bề mặt của nước để giảm nhiệt độ của nước Khi nước bị giảm nhiệt độ, nó sẽ được đưa trở lại bình ngưng để sử dụng lại trong quá trình làm mát

❖ 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

- 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

4.4.1 Tính toán các thông số lý thuyết tháp giải nhiệt

❖ Từ các thông số của Chiller đã lựa chọn, ta có:

Năng suất giải nhiệt của bình ngưng: Qk = 1395 kW

Lưu lượng nước giải nhiệt cho bình ngưng: G1 = 239 m 3 /h

Nhiệt độ nước cần giải nhiệt đi vào tháp: tt1 = 38 o C

Nhiệt độ nước cần giải nhiệt đi ra tháp: tt2 = 33 o C Độ chênh nhiệt độ giữa nước vào và ra tháp là: Δtt = 5 o C

Chọn nhiệt độ nước bổ sung: tbs = tt2 = 33 o C

Nhiệt độ nước trung bình trong tháp tbn= 35,5 o C

Trạng thái không khí trước khi vào tháp

- Độ ẩm không khí ngoài trời  1 r%

- Nhiệt độ nhiệt kế ướt t u 1 0 o C

- Nhiệt độ đọng sương t ds 1 (,8 o C

- Độ chứa hơi d 1 %, 44 g/kg không khí khô

Hình 4 3 Sơ đồ làm lạnh nước giải nhiệt

Từ hình trên ta có phương trình cân bằng chất trong hệ thống tháp giải nhiệt như sau:

Gw2 : là lượng nước ra khỏi tháp, kg/s

Gw: là lượng nước xối tưới để làm mát, kg/s

Gw1: là lượng nước sau khi được làm mát, kg/s

G’: là lượng nước tổn thất do bốc hơi, kg/s

G”: là lượng nước tổn thất do gió mang đi, kg/s

Theo trang 341 tài liệu [3], để duy trì chất lượng nước cần thiết để bảo vệ thiết bị không bị đóng cáu và hư hỏng Lượng nước xả cho hệ thống được xác định như sau: gxả = (Gxả / Gw).100% = ( 3 – 4%)

=> Gxả = 0,04.Gw => Gw2 = Gw + Gxả = 1,04.Gw

Lượng nước do gió mang đi: theo bảng trang 341 tài liệu [3], đối với Tháp có quạt gió: g” = (G” / Gw).100% = (0,3 – 0,5%)

Tham khảo trang 333 [TL3] ta nên chọn hiệu enthalpy của không khí vào và ra khỏi tháp có I = I1 – I2  Cw tw để Gw / Gkh  

Entanpi của không khí ra khỏi tháp:

Nhiệt độ không khí ra khỏi tháp: theo công thức (8.14) tài liệu [3]: t2 = t1 + (tw – t1) 2 1

Với: tw = 35,5 o C - là nhiệt độ trung bình của nước vào ra Tháp giải nhiệt

I”w = 148,7 kJ/kg - là enthalpy nước trên đường bão hòa có nhiệt độ 35,5 o C

Lượng nước tổn thất do bốc hơi:

Lượng nước sau khi được làm mát:

Lượng nước cần bổ sung:

Bảng 4 4 Các thông số tháp giải nhiệt

Lượng nước ra khỏi tháp G w2 e,98 kg/s

Lượng nước xối tưới G w c,44 kg/s

Lượng nước sau khi được làm mát G w1 b,61 kg/s

Lượng nước tổn thất do bốc hơi G’ = 0,5087 kg/s

Lượng nước do gió mang đi G” = 0,3172 kg/s

Lượng nước xả G xả = 2,54 kg/s

Lượng nước bổ sung G bs =3,37 kg/s

Lượng không khí cần để làm mát G kh = 63,44 kg/s

4.4.2 Phân tích và lựa chọn tháp giải nhiệt theo catalouge

Năng suất giải nhiệt của bình ngưng: Qk = 1395 kW = 1199484 kcal/h

Lượng nước xối tưới : Gw c,44 kg/s = 0,0638 m 3 /s = 3828 l/min

Hình 4 4 Bảng chọn tháp giải nhiệt model LBC của hãng Liangchi

4.5 Tính toán và lựa chọn PAU,FCU,AHU

4.5.1 Phân loại và chọn phương án thiết kế Để quyết định chọn các thiết bị PAU, AHU, FCU người ta căn cứ vào công năng sử dụng cụ thể trong công trình với các yếu tố cần xem xét đến như không gian lắp đặt, khả năng phân phối gió, công suất thiết bị, mức độ yêu cầu xử lý không khí, tối ưu về chi phí năng lượng vận hành…

FCU viết tắt của cụm từ Fan Coil Unit, là một thiết bị xử lý không khí Công suất lạnh của FCU rất bé, dưới vài chục kW Các loại FCU phổ biến hiện nay là áp trần, giấu trần, treo tường, âm trần nối ống gió, cassette âm trầm, …

FCU là một dàn trao đổi nhiệt có tần thổi gió ngắn (nhỏ hơn 20 mét) Thường cột áp quạt của FCU nhỏ hơn 200Pa nên đường ống dẫn gió của FCU thường rất ngắn Ngoài ra, do FCU thường dùng làm lạnh cho các không gian phòng yêu cầu về chuẩn độ ồn như văn phòng, phòng làm việc, căn hộ khách sạn, Độ ồn của FCU là nhỏ nên cần quạt công suất nhỏ, và cột áp quạt nhỏ

Hình 4 5 Cấu tạo của một FCU

AHU viết tắt của cụm từ Air Handling Unit, dịch là cụm thiết bị xử lý không khí AHU là một loại thiết bị trao đổi nhiệt Hệ thống AHU được sử dụng phổ biến đi kèm với hệ thống làm nước lạnh chiller trong các cao ốc trung bình và lớn và tòa nhà công nghiệp Thiết bị này có chức năng xử lý nhiệt độ và độ ẩm hỗn hợp không khí tươi và không khí hồi về trong phòng theo các điểm đã cài đặt, sau đó thông qua quạt đẩy gió lạnh vào phòng điều hòa

AHU có rất nhiều loại:

Hình 4 6 AHU hồi nhiệt bằng damper không có bánh xe hồi nhiệt

Hình 4 7 AHU hồi nhiệt dạng tấm

Hình 4 8 AHU không có đầu gió hồi

Hình 4 9 AHU sử dụng bánh xe hồi nhiệt

PAU (Primary Air Unit): là thiết bị xử lý không khí gió tươi sơ cấp Chúng được sử dụng để hạ nhiệt độ hoặc hạ nhiệt độ + khử ẩm gió trời trước khi cấp vào các thiết bị FCU/AHU PAU thường cấu tạo cơ bản gồm lưới lọc, coil, quạt nhưng trong một số giải pháp tận dụng nhiệt thải người ta sử dụng PAU có thêm bánh xe hồi nhiệt / bộ trao đổi nhiệt dạng tấm

Hình 4 10 Sơ đồ thiết bị trao đổi nhiệt PAU

Hình 4 11 Sơ đồ PAU + Heat wheel

❖ Nhận xét: Đối với công trình Office Haus thì chỉ có tầng trệt là có một siêu thị và một quán coffee còn lại đa số là văn phòng cho thuê có khả năng cho nhiều công ty thuê và có thể sẽ ngăn phòng nên dự kiến nên sử dụng FCU là phù hợp cho việc phân bố và điều chỉnh theo yêu cầu

❖ Phương pháp tính trực tiếp

Ta tính toán chọn AHU cho khu vực siêu thị tầng 1:

Nhiệt tải AHU của khu vực: GTH = Q0 = 140258,2 W

Phụ tải nhiệt ẩn của khu vực (không tính gió tươi): RLH = Q4a = 3762,9 W

Phụ tải nhiệt hiện của khu vực:

Hệ số đi vòng BF = 0,05 (Tài liệu [2]) đối với trường hợp trường hợp có thành phần nhiệt hiện thừa khá lớn

Nhiệt hiện hiệu dụng của khu vực trên:

Nhiệt ẩn hiệu dụng của khu vực trên:

Hệ số nhiệt hiệu dụng của siêu thị:

Nhiệt độ đọng sương của thiết bị ứng với khu vực siêu thị, theo tài liệu [2], bảng 4.4f, với t = 25 o C và độ ẩm là 55%, ta có: tADP ,1 o C

Lưu lượng cấp vào khu vực:

Lưu lượng gió tươi cần cấp vào khu vực:

Lưu lượng gió hồi về AHU: Lh = L – Lt = 9307,4 – 520 = 8787,4 (l/s)

❖ Phương pháp sử dụng đồ thị

Hệ số nhiệt hiện tổng GSHF

Lượng biến đổi nhiệt hiện tổng của không khí: TSH = GTH – (RLH + Q5a + Q6a) = 140258,2 – (3762,9 + 22634,15 + 2486,434) = 111374,72 W

Ta có hệ số ESHF như đã tính ở trên là 0,96

Trên đồ thị t-d ta lấy điểm cơ sở A có tọa độ ( tA $ o C, φA = 50%) từ A ta kẻ 3 đường RSHF cắt trục Sensible Heat Factor (SHF) tại 0,97, GSHF cắt tại 0,79 và ESHF tại 0,95 Ta xác định điểm 3 là trạng thái không khí trong không gian điều hòa (t3 % o C, φ3 55%) và điểm 4 là trạng thái không khí ngoài trời (t4 = 34,6 o C, φ4 = 72%) từ điểm 3 ta kẻ đường song song với đường ESHF = 0,95 cắt đường φ 0% ta được điểm 6 (t6 ,1 o C, φ6 0%)

Từ điểm 6 ta kẻ đường song song với đường GSHF = 0,79 cắt đường nối điểm 3-4 tại điểm số 1 là trạng thái không khí sau khi hòa trộn (t1 %,5 o C, I1 U,52 kJ/kg)

Cuối cùng từ điểm 3 ta kẻ đường song song với đường RSHF = 0,97 cắt đường nối điểm 1-6 tại điểm số 2 là điểm trạng thái không khí sao khi ra khỏi coil (t2 o C, I2 43,068 kJ/kg)

Lưu lượng gió cấp vào khu vực:

Hình 4 12 Biểu diễn các trạng thái không khí trên đồ thị t-d

Bảng 4 5 So sánh giữa 2 phương pháp

Trực tiếp Đồ thị Hiệu số Tỉ lệ (%)

Từ đó ta thấy rằng tính bằng phương pháp trực tiếp và phương pháp dùng đồ thị có sai lệch rất nhỏ (chưa tới 1%) nên khi tính toán ta sẽ chọn phương pháp tính trực tiếp cho toàn bộ công trình nhằm tiết kiệm thời gian

Bảng 4 6 Bảng thông số chọn AHU cho siêu thị

Tầng Khu vực/phòng L t L h Q l/s l/s kW

Qua các thông số đã tính toán như trên bảng 4.6, ta lựa chọn nhanh được AHU của hãng Daikin trong bảng sau

Tổn thất áp nước qua coil 17.09 kPa

Trong phần này ta sẽ tính toán chọn FCU cho một phòng điển hình là Văn phòng 1 tầng 2 Các phòng còn lại sẽ thực hiện tương tự rồi sau đó đưa ra bảng kết quả tính toán và lựa chọn FCU (Model và Số lượng) cho từng phòng của toàn bộ công trình

❖ Ta tính toán chọn FCU cho văn phòng 1 tầng 2

Nhiệt tải AHU của khu vực: GTH = Q0 = 75934 W

Phụ tải nhiệt ẩn của khu vực (không tính gió tươi): RLH = Q4a = 3399 W

Phụ tải nhiệt hiện của khu vực:

Hệ số đi vòng BF = 0,05 (Tài liệu [2]) đối với trường hợp trường hợp có thành phần nhiệt hiện thừa khá lớn

Nhiệt hiện hiệu dụng của khu vực trên:

Nhiệt ẩn hiệu dụng của khu vực trên:

Hệ số nhiệt hiệu dụng của văn phòng 1:

Nhiệt độ đọng sương của thiết bị ứng với khu vực văn phòng 1, theo tài liệu [2], bảng 4.4f, với t = 25 o C và độ ẩm là 55%, ta có: tADP ,8 o C

Lưu lượng cấp vào khu vực:

Lưu lượng gió tươi cần cấp vào khu vực:

Lưu lượng gió hồi về FCU: Lh = L – Lt = 3777,1 – 525,3 = 3251,8 (l/s)

Ta có phụ tải lạnh của Văn phòng 1 tầng 2 là : Q0 = 75,9 kW

Dựa vào diện tích phòng ta sẽ ước tính số FCU của văn phòng 1 tầng 2: nFCU= 6 máy Năng suất lạnh mỗi FCU phải đạt được là: Q0/6 = 75,9/6 = 12,65 Kw

Bảng 4 7 Bảng thông số chọn FCU cho không gian điều hòa

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐƯỜNG ỐNG NƯỚC

Tính toán đường ống nước lạnh

5.1.1 Tính toán đường ống nước trong phòng chiller

Hình 5 1 Sơ đồ đơn giản đường ống phòng chiller Đoạn ống góp ( J-A, D-E, H-I)

Lưu lượng nước trong ống góp

Vận tốc nước trong đoạn ống góp ( Tài liệu [2], 𝜔góp = 1,2 – 4,5 m/s): 𝜔góp = 3 m/s Đường kính trong của mỗi đoạn ống góp: d = 4 4.0,07679

Ta sử dụng ống nước lạnh là ống thép đen SCH 40 theo chuẩn ASTM53

Hình 5 2 Quy cách, kích thước ống thép đen SCH40

Từ hình 5.1 ta chọn ống góp là ống DN200 có

• Đường kính danh nghĩa = 200 mm

Tính lại vận tốc nước trong mỗi đoạn ống góp

V d = 2,38 m/s (thỏa điều kiện) Đoạn ống nối vào bình bay hơi (E-F, EF’)

Vận tốc nước trong ống (Tài liệu [2], 𝜔bh = 1,5 – 3 m/s) 𝜔bh =3 m/s

Lưu lượng nước qua mỗi đoạn ống trên:

2 = 0,0384 m 3 /s = 38,4 l/s Đường kính trong của đoạn ống trên: dbh = 4 4.0,0384

Từ hình 5.1 ta chọn ống DN125 có

Tính lại vận tốc cho đoạn ống

V d = 2,97 m/s (thỏa điều kiện) Đoạn ống vào bơm (đầu hút của bơm) (A-B, A-B’)

Vận tốc nước trong ống (Tài liệu [2], 𝜔đh = 1,2 – 2,1 m/s) 𝜔đh = 2,1 m/s

Lưu lượng nước vào đầu hút mỗi bơm:

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 Đường kính trong của đoạn ống trên: dbh = 4 4.0,0384

V d = 2,06 m/s (thỏa điều kiện) Đoạn ống ra khỏi bơm (đầu đẩy của bơm) (C-D, C’-D)

Vận tốc nước trong ống (Tài liệu [2], 𝜔dd = 2,4 – 3,6 m/s) 𝜔dd = 3,6 m/s

Lưu lượng nước ra đầu đẩy mỗi bơm:

Vđh = 0,0384 m 3 /s = 38,4 l/s Đường kính trong của đoạn ống trên: dbh = 4 4.0,0384

Ta chọn ống thép đen D125 theo chuẩn SCH40

• Tính lại vận tốc cho đoạn ống

5.1.2 Tính toán các ống nhánh vào FCU, AHU

Năng suất lạnh của mỗi FCU trong từng khu vực:

Lưu lượng nước trong từng đoạn ống nhánh vào FCU

Q Q Q c T l/s Đường kính danh nghĩa của đoạn ống: Ở đây ta tính điển hình cho FCU của văn phòng 1 tầng 2: dDN = 3/4 ich = 20 mm (xem trong catalouge)

Tốc độ nước qua mỗi đoạn ống trên

Từ năng suất lạnh của AHU ta có thể tính được lưu lượng nước lạnh cần thiết qua AHU AHU của siêu thị có công suất Q0 = 140258,2 W

Từ đó ta có VAHU = 0 140258, 2

Q c t = 6,71 l/s = 0,00671 m 3 /s Đường kính trong của đoạn ống vào AHU dtr = 4 4.0, 00671

Bảng 5 1 Các đoạn ống nước vào AHU, FCU

Lưu Lượng nước mỗi máy Đường kính ống theo catalouge Ống tiêu chuẩn SCH 40

Vận tốc d dn d ng d tr m/s kW Máy l/s mm mm mm mm

5.1.3 Tính toán các đoạn ống nước trục chính

Trong phần này ta chọn tính điển hình cho đoạn ống nước trục chính tầng 2 – 3 Các đoạn ống trên cũng tương tự và được tính trong bảng Excel

Tổng tải lạnh của tầng 2 – 7 là

Lưu lượng nước qua đoạn ống trên

Vận tốc nước trong ống (Tài liệu [2], 𝜔Trục = 0,9 – 3 m/s) 𝜔Trục = 3 m/s Đường kính trong của đoạn ống trên: dTrục 2-3 = 4 2 3 4.0, 06638

Bảng 5 2 Ống nước trục chính qua các tầng Đoạn ống

Lưu lượng nước trong ống Đường kính trong Ống tiêu chuẩn SCH40

Vận tốc d dn d ng d tr

5.1.3 Tính toán các đoạn ống nhánh vào mỗi tầng

Trong phần này ta chọn tính điển hình cho đoạn ống nhánh chính tầng 2 Các đoạn ống nhánh của các tầng còn lại cũng tương tự và được tính trong bảng Excel

Bảng 5 3 Phụ tải lạnh Tầng 2

Tầng Khu vực/phòng F (m 2 ) Q tổng (W)

Tồng phụ tải lạnh tầng 2

Lưu lượng nước qua đoạn ống nhánh vào tầng 2

Vận tốc nước trong ống (Tài liệu [2], 𝜔Tầng2 = 2 m/s) Đường kính trong của đoạn ống trên: dTrục 2-3 = Tâng2

Bảng 5 4 Ống nhánh vào các tầng

Lưu lượng Đường kính trong Ống tiêu chuẩn Vận d dn d ng d tr tốc

Nhánh chính -> FCU-2F-V1-03 75900 3,63 48,08 50 60,3 52,48 1,68 FCU-2F-V1-03 -> FCU-2F-V1-02 37950 1,82 34,00 40 48,3 40,94 1,38 Nhánh chính -> FCU-2F-V3-04 157378 7,53 69,24 80 88,9 77,91 1,58 FCU-2F-V3-04 -> FCU-2F-V5-03 97178 4,65 54,41 65 73 62,68 1,51 FCU-2F-V5-03 -> FCU-2F-V5-06 41878 2,00 35,72 40 48,3 40,94 1,52

Năng suất lạnh Lưu lượng Đường kính trong Ống tiêu chuẩn Vận tốc d dn d ng d tr

Nhánh chính -> FCU-6F-04 60600 2,90 42,96 50 60,3 52,48 1,34 FCU-6F-04 -> FCU-6F-02 30300 1,45 30,38 40 48,3 40,94 1,10 Nhánh chính -> FCU-6F-08 181800 8,70 74,42 80 88,9 77,91 1,82 FCU-6F-08 -> FCU-6F-11 121200 5,80 60,76 65 73 62,68 1,88 FCU-6F-11 -> FCU-6F-15 60600 2,90 42,96 50 60,3 52,48 1,34

Nhánh chính -> FCU-7F-04 67749 3,24 45,43 50 60,3 52,48 1,50 FCU-7F-04 -> FCU-7F-02 33875 1,62 32,12 40 48,3 40,94 1,23 Nhánh chính -> FCU-7F-08 203246 9,72 78,68 80 88,9 77,91 2,04 FCU-7F-08 -> FCU-7F-11 135497 6,48 64,24 65 73 62,68 2,10 FCU-7F-11 -> FCU-7F-15 67749 3,24 45,43 50 60,3 52,48 1,50

5.1.4 Xác định tổn thất áp suất trên đường nước lạnh và chọn bơm

Tổng cột áp của hệ thống bao gồm tổn thất cột áp ma sát trên đường ống, tổn thất ma sát cục bộ tại các van, co,… tổn thất cột áp khi qua các thiết bị Từ đường ống đến thiết bị có độ dài lớn nhất và nhiều phụ kiện nhất, ta sẽ tính được tổn thất áp suất lớn nhất cùng với lưu lượng nước tổng để chọn bơm Để tính toán tổn thất áp suất cho hệ thống, ta tính toán tổn thất áp suất cho đường ống nước dài nhất bao gồm:

- Tổn thất áp suất phòng Chiller

- Tổn thất áp suất trên trục chính

- Tổn thất áp suất trên đường tới FCU xa nhất

❖ Tổn thất áp suất phòng Chiller

Hình 5 3 Sơ đồ xác định tổn thấp áp đường nước lạnh phòng chiller

Ta lựa chọn phần ống đầu vào bình bay hơi Chiller để tính điển hình Còn các đoạn ống khác cũng tính theo cách tương tự và được trình bày trong bảng Excel

Tổn thất áp suất dọc đường ( theo tài liệu [2] )

Với ddn 5 mm và 𝜔’bh = 2,97 m/s ta có tổn thất dọc đường là 0,0609 mH2O/m Đoạn ống nối vào bình bay hơi L= 5 m

Ta tính được tổn thất dọc đường đoạn ống trên

Tiếp theo ta tính tổn thất cục bộ do các van, co, T, lọc … trên đoạn ống

Với đoạn ống trên gồm 1 co (90), 1 van chặn (van bướm), 1 đồng hồ đo áp suất, 1 đồng hồ đo nhiệt độ, 1 xả đáy

Nhưng khi tính toán ta bỏ qua tổn thất của đồng hồ đo áp suất, đồng hồ đo nhiệt độ, công tắc dòng chảy, van xả đáy vì tổn thất không đáng kể

Khác với phương pháp xác định tổn thất áp suất cục bộ bằng hệ số tổn thất k ở các phụ kiện ống nước, với phương pháp này ta sẽ quy đổi các phụ kiện ống nước thành các chiều dài tương đương

Xem tài liệu [2] ta xác định được chiều dài tương đương của phụ kiện:

Co 90 (DN125) = > chiều dài tương đương : 3,962 m

Van bướm (DN125) => chiều dài tương đương: 1,829 m

=> Tổn thất áp suất cục bộ của đoạn ống trên

=> Tổng tổn thất trên đoạn ống trên

Bảng 5 5 Tổn thất áp suất của các đoạn ống phòng chiller Đoạn Đường kính danh nghĩa

Tổn thất áp suất/1 m Phụ kiện trên đường ống

Tổng tổn thất mm m/s m mH2O/m m (mH2O) Ống góp trước bơm

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 Đoạn Đường kính danh nghĩa

Tổng tổn thất mm m/s m mH2O/m m (mH2O) Ống vào bình bay hơi (E-F)

5,791 0,657 Ống sau bình bay hơi (G-H)

5,791 0,596 Ống góp sau bình bay hơi

Hình 5 4 Các đoạn tổn thất trên đường ống dài nhất

Bảng 5 6 Tổng tổn thất áp qua ống trục chính Đoạn Đường kính danh nghĩa

Tổng tổn thất mm m/s m mH2O/m m (mH2O)

Bảng 5 7 Tổng tổn thất áp qua ống tầng 7 Đoạn Đường kính danh nghĩa

Tổng tổn thất mm m/s m mH2O/m m (mH2O)

1 tee (giảm d), 3 tee (không giảm d) 5,88 2,098

1 tee (giảm d), 2 tee (không giảm d) 3,291 0,532

Từ bảng 5.5, 5.6, 5.7 ta xác định được tổn thất áp suất qua đường ống dài nhất là

Tổn thất qua bình bay hơi theo hình 4.2 :

Vậy tổng tổn thất áp suất qua đường ống dài nhất là:

❖ Lựa chọn bơm cho đường nước lạnh

Lựa chọn theo website của hãng Grundfos ta chọn được bơm:

Hình 5 5 Kết quả chọn bơm nước lạnh

Các thông số của bơm:

• Công suất động cơ 15kW

Tính toán chọn bình giãn nở cho đường nước lạnh

Bình giãn nở trong hệ thống chiller là một phần của hệ thống làm lạnh, được sử dụng để giảm áp lực và kiểm soát lưu lượng chất làm lạnh

Bình giãn nở là một thiết bị đóng vai trò quan trọng trong việc giảm áp lực của chất làm lạnh khi nó được bơm từ áp suất cao sang áp suất thấp hơn trong hệ thống Nó cũng giúp kiểm soát lưu lượng của chất làm lạnh, giúp hệ thống hoạt động hiệu quả hơn và tránh các sự cố do quá tải

Là một loại bình giãn nở được sử dụng trong hệ thống làm lạnh để giảm áp suất của chất làm lạnh khi nó chảy qua bình giãn nở Bình giãn nở hở có một van mở ở đáy bình, cho phép chất làm lạnh chảy qua bình giãn nở và giảm áp suất, trước khi tiếp tục chảy qua hệ thống làm lạnh

Bình giãn nở hở thường được sử dụng trong các hệ thống làm lạnh lớn và được thiết kế để hoạt động ở áp suất cao Khi chất làm lạnh chảy qua van ở đáy bình giãn nở, áp suất của nó giảm đáng kể, giúp giảm thiểu sự va chạm và tránh các vấn đề về lưu lượng chất làm lạnh trong hệ thống

Là một loại bình giãn nở được sử dụng trong hệ thống làm lạnh để giảm áp suất và kiểm soát lưu lượng của chất làm lạnh Khác với bình giãn nở hở, bình giãn nở kín được thiết kế để không có van mở ở đáy bình Thay vào đó, chất làm lạnh chảy qua một lỗ nhỏ trên bình giãn nở, tạo ra áp suất thấp hơn và kiểm soát lưu lượng chất làm lạnh khi chúng chảy qua hệ thống làm lạnh Bình giãn nở kín thường được sử dụng trong các hệ thống làm lạnh nhỏ và trung bình Để tính toán được kích thước bình giãn nở, ta phải xác định được các thông số:

V: thể tích bình giãn nở, m 3

Vw : thể tích nước trong hệ thống, m 3 pa: áp suất khí quyển, kPa p1: áp suất tuyệt đối ở nhiệt độ thấp nhất t1, kPa p2: áp suất tuyệt đối ở nhiệt độ cao nhất t2, kPa v1: thể tích riêng ở nhiệt độ thấp nhất t1, m 3 /kg v2: thể tích riêng ở nhiệt độ cao nhất t2, m 3 /kg

𝛼 : là hệ số giãn nở nhiệt của ống dẫn, C -1 Ống thép đen 𝛼 = 11,7.10 -6 C -1

Các công thức tính bình giãn nở (tài liệu [10])

Bảng 5 8 Công thức tính bình giãn nở

Loại bình Công thức tính thể tích bình

Bình giãn nở hở Tối thiểu 6% thể tích nước hệ thống

Bình giãn nở kín có màng

Lựa chọn bình giãn nở kín có màng để tính toán cho hệ thống, các kích thước ống còn lại được tính toán bằng phần mềm Excel và được tổng hợp lại ở bảng dưới đây:

Bảng 5 9 Kích thước và thể tích đường nước lạnh cấp

Tổng thể tích đường nước lạnh cấp Đường kính ống SCH 40

Chiều dài (m) Thể tích (m 3 ) d dn d ng d tr

Vậy tổng thể tích nước của hệ thống trên là:Vw = 5,465.2 = 10,93 m 3 t1 = 5 ℃, vì Chiller không luôn hoạt động ổn định ở mức 7 ℃ t2 = 30 ℃, chọn bằng với nhiệt độ bầu ướt của môi trường

Sử dụng phần mềm EES, tra các thông số nước:

Hình 5 6 Tra thông số nước bằng phần mềm EES

Vậy thể tích bình giãn nở là:

Tính toán đường ống nước giải nhiệt

5.3.1 Tính toán đường ống nước phòng chiller

Ta có lưu lượng nước giải nhiệt tối đa qua bình ngưng của 1 chiller là 239 m 3 /h nhưng vì chọn 2 chiller chạy song song mỗi chiller chạy khoảng 70% tải đỉnh nên khi tính ống nước giải nhiệt ta chọn lưu lượng nước bằng 70% lưu lượng nước tối đa

Bảng 5 10 Kích thước các đường ống nước giải nhiệt Đoạn ống

Lưu lượng nước trong ống Đường kính trong Ống tiêu chuẩn

Vận tốc d dn d ng d tr l/s mm mm mm mm m/s Ống góp đầu hút bơm 92,94 198,61 200 219,1 202,74 2,88 Ống đầu hút bơm 46,47 172 200 219,1 202,74 1,44 Ống đầu đẩy bơm 46,47 128,20 150 168,3 154,08 2,49 Ống góp đầu đẩy bơm 92,94 198,61 200 219,1 202,74 2,88 Ống đầu vào bình ngưng 46,47 140,44 150 168,3 154,08

2,49 Ống đầu ra bình ngưng 46,47 140,44 150 168,3 154,08

2,49 Ống góp lên tháp giải nhiệt 92,94 198,61 200 219,1 202,74

2,88 Ống nhánh vào tháp giải nhiệt 46,47 172 150 168,3 154,08

2,49 Ống nhánh ra tháp giải nhiệt 46,47 172 150 168,3 154,08

5.3.2 Xác định tổn thất áp suất trên đường nước giải nhiệt và chọn bơm Để xác định tổn thất áp suất cho đường nước giải nhiệt ta chọn đường nước xa nhất và nhiều phụ kiện nhất từ bơm ở phòng chiller lên đến tháp giải nhiệt xa nhất

Ngoài tổn thất áp suất cục bộ do qua các phụ kiện và ma sát trong đường ống Ở đường nước giải nhiệt ta còn phải tính thêm cột áp tĩnh do sự chênh lệch độ cao của mực nước khi vào và ra khỏi tháp giải nhiệt

Bảng 5 11 Tổng tổn thất áp suất động trên đường nước giải nhiệt Đoạn Đường kính danh nghĩa

Tổng tổn thất mm m/s m mH2O/m m (mH2O) Ống góp đầu hút bơm 200 2,88 39,45 0,0315

1 tee nhánh 50,594 2,836 Ống đầu hút bơm 200 1,44 5 0,0088

1 xả đáy, 1 nối mềm 54,559 0,524 Ống đầu đẩy bơm 150 2,49 4 0,0372

1 nối mềm 25,299 1,090 Ống góp đầu đẩy bơm 200 2,88 16 0,0315

2 tee nhánh 48,458 2,030 Ống đầu vào bình ngưng 150 2,49 5 0,0372

1 xả đáy, 1 nối mềm 7,011 0,447 Ống đầu ra bình ngưng 150 2,49 5 0,0372

1 van bướm, 1 van điện từ 7,011 0,447 Ống góp lên tháp giải nhiệt 200 2,88 53,85 0,0315

1 tee nhánh 46,632 3,165 Ống nhánh vào tháp giải nhiệt 150 2,49 10 0,0372 1 tee nhánh, 1 co 90 14,021 0,894 Ống nhánh ra tháp giải nhiệt 150 2,49 5 0,0372 1 tee nhánh, 1 co 90 14,021 0,708

Tổn thất áp suất trên đường ống nước giải nhiệt:

Tổn thất áp suất qua bình ngưng theo hình 4.2

Tổn thất áp suất tĩnh do chênh lệch độ cao nước trong tháp:

Vậy tổng tổn thất áp suất qua đường ống nước giải nhiệt

∆p = ∆pcđ + ∆pbn + ∆pt = 119059 + 55000 + 33792 = 207851 Pa = 21,2 mH2O

❖ Lựa chọn bơm cho đường nước giải nhiệt

Lựa chọn theo website của hãng Grundfos ta chọn được bơm:

Hình 5 7 Kết quả chọn bơm nước giải nhiệt

Các thông số của bơm:

• Công suất động cơ: 18,5 kW

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ỐNG GIÓ

Giới thiệu chung

Hệ thống ống gió là một thành phần rất quan trọng trong hệ thống điều hòa không khí Chúng giúp mang gió được làm lạnh từ các thiết bị FCU/AHU/PAU đến không sử dụng thông qua các miệng gió Ngoài ra chúng còn được sử dụng trong các hệ thống thông gió rất đa dạng của các công trình từ nhỏ đến lớn

Các hệ thống sử dụng ống gió được biết đến trong các công trình như:

- Ống gió cấp/ hồi lạnh: dùng phân phối/ thu hồi gió của các thiết bị FCU/AHU/PAU

- Hệ thống thải gió: thường là các hệ thống thải gió phòng kỹ thuật, toilet, nhà kho, phòng máy…

- Hệ thống gió tươi: Mang không khí ngoài trời vào trong không gian sử dụng nhằm mục đích cung cấp oxy theo mật độ người hoặc tạo áp suất dương không gian được yêu cầu

- Hệ thống thông gió bếp: hút mùi và bổ sung gió cân bằng áp không gian bếp

- Hệ thống thông gió sự cố: các hệ thống hút khói, tạo áp cho việc thoát nạn khi có cháy

- Hệ thống thông gió bãi xe: thông gió thải khí CO cung cấp oxy cho người sử dụng trong các bãi xe, hầm xe.

Các thành phần của hệ thống ống gió

Hệ thống ống dẫn gió thông thường sẽ bao gồm những thành phần chính như: Ống gió cứng, ống gió mềm, miệng gió, cửa gió,…

Các phương pháp thiết kế ống gió

Hiện nay có khá nhiều phương pháp thiết kế đường ống dẫn không khí Trong đó có ba phương pháp chính:

‑ Phương pháp ma sát đồng đều

‑ Phương pháp giảm tốc độ

‑ Phương pháp phục hồi áp suất tĩnh

Mỗi phương pháp có đặc điểm riêng và trường hợp ứng dụng riêng nên tùy theo người thiết kế mà lựa chọn phương pháp phù hợp với công trình cụ thể

Trong 3 phương pháp phổ biến kể trên thì phương pháp tổn thất ma sát đồng đều được sử dụng rất phổ biến trong thiết kế thực tế vì độ chính xác tương đối cao, nhanh chóng và thuận lợi cho việc tính toán tổn thất áp sau này.

Tính toán ống gió

6.4.1 Tính toán ống gió cấp

Trước khi tính toán được đường ống cấp, ta phải phân bố miệng gió cấp sao cho đồng đều trong khu vực tính toán

Ta tính điển hình cho khu vực Siêu thị

Lưu lượng gió cấp : Lc = 9307,4 l/s

Theo tài liệu [1], Cao độ trần > 3m thì chọn miệng gió cấp có vận tốc vcấp = 3 – 4 m/s

Lựa chọn miệng gió 4 hướng hãng REETECH kích thước cổ 450x450 theo catalouge ta chọn vận tốc miệng gió 3,5 m/s với độ ồn 40dB

Lưu lượng gió qua mỗi miệng theo catalouge:

Tổng số miệng gió cấp cho khu vực:

Tính lại lưu lượng gió qua mỗi miệng:

Hình 6 1 Mặt bằng phân bố miệng gió và ống gió cấp cho siêu thị tầng 1

Với đường ống gió cấp được tính toán theo phương pháp ma sát đồng đều, dựa vào kinh nghiệm của nhà thiết kế khuyến nghị lựa chọn từ 0,8 ÷ 1 Pa/m, ta lựa chọn tổn thất áp suất cho đường ống là 1 Pa/m Đoạn ống tổng từ AHU đi lên:

Với tổn thất áp suất trên 1m ống và lưu lượng đã có theo phương pháp ma sát đồng đều

Ta có dtđ = 1080 mm, vtđ = 10,2 m/s ( theo tài liệu [2])

Từ đường kính tương đương ta chọn được kích thước ống chữ nhật là a = 1500 mm,b 650 mm ( theo tài liệu [2])

Tính lại vận tốc ống: v = 9307, 4

Theo hình 6.1 đoạn ống AB cấp cho 8 miệng gió cấp

Với tổn thất áp suất trên 1m ống và lưu lượng đã có theo phương pháp ma sát đồng đều

Ta có dtđ = 878 mm, vtđ = 9 m/s ( theo tài liệu [2])

Từ Từ đường kính tương đương ta chọn được kích thước ống chữ nhật là a = 1100 mm, b

Tính lại tiết diện ống:

Vận tốc trong ống: vAB = 5728

Bảng 6 1 Kích thước và vận tốc trên đường ống dài nhất Đoạn

L D tđ v tđ a b A v l/s mm m/s mm mm m 2 m/s

❖ Tính tổn thất áp suất ống gió cấp Để tính cột áp cho quạt có thể thổi tới các miệng gió ta phải tính trở lực trên đoạn ống có trở lực lớn nhất và dài nhất, nhiều phụ kiện nhất Qua hình 6.1 ta có thể ước tính được đoạn ống dài nhất là đoạn ống đi từ AHU-A-B-G-H-I-J

Tổng trở lực trên đường ống gió gồm có: p = ∆pms + ∆pcb + ∆ptb

∆pms = l.∆p (tổn thất do ma sát trên đường ống), Pa

∆pcb = 𝛽.pđ ( tổn thất cục bộ do co, tee, giảm size…), Pa

∆ptb : Trở lực qua thiết bị (miệng gió, mixing box, coil…), Pa

∆p: Tổn thất trên 1m chiều dài ống, Pa/m l: Tổng chiều dài ống

𝛽: Hệ số tổn thất cục bộ pđ: Áp suất động

• Tổng tổn thất ma sát trên đường ống:

- Tổng chiều dài đoạn ống l = 43,8 m

- Tổn thất áp suất trên 1m chiều dài ∆p = 1 Pa/m

• Tổng tổn thất cục bộ trên đường ống:

Xét đoạn AB: Đoạn ống có tiết diện thu hẹp đột ngột:

Hình 6 2 Đoạn ống có tiết diện thu hẹp đột ngột

Theo tài liệu [2] ta có

A = 0,7 với A2 là tiết diện đoạn AB, A1 là tiết diện đoạn ống từ AHU đi lên

Từ đó ta có được hệ số trở lực cục bộ:

𝛽 = 𝛽’.k = 0,14.0,4 = 0,056 Áp suất động trên đoạn AB: pđ = 0,602.vAB 2 = 0,602.8,97 2 = 48,44 Pa

Vậy tổn thất cục bộ là:

Tổn thất qua nhánh rẽ T :

Hình 6 3 Nhánh rẽ dạng chữ T

Với đoạn BG là trường hợp qua đường nhánh thì ta sẽ tính như sau:

Dựa vào tài liệu [2] ta có hệ số trở lực cục bộ trên đường nhánh BG:

𝛽c,b = 1,03 Áp suất động trên đoạn BG: pđ = 0,602.vBG 2 = 0,602.7,4 2 = 32,97 Pa

Tổn thất cục bộ qua nhánh rẽ là:

Hình 6 4 Đoạn co 90 tiết diện chữ nhật

Theo tài liệu [2] ta tra được hệ số trở lực cục bộ là:

Tổn thất cục bộ qua co 90 là:

Tổn thất qua đoạn nhánh rẽ T

Với đoạn GH sẽ đi qua đoạn nhánh chính ta tính như sau

Với: vs là vận tốc khi đã giảm lưu lượng nhưng chưa giảm kích thước ống

Dựa vào tài liệu [2] ta có được hệ số tổn thất cục bộ trên đường chính:

𝛽 = 0,032 Áp suất động trên đoạn GH: pđ = 0,602.vGH 2 = 0,602.6,94 2 = 28,99 Pa

Tổn thất cục bộ qua nhánh chính là:

Tổn thất qua tiết diện thu hẹp dần:

Hình 6 5 Đoạn ống có tiết diện thu hẹp dần

Tỉ số tiết diện đầu vào và ra ống

Dựa vào tài liệu [2] tra được hệ số trở lực cục bộ khi chọn = 15 – 40 o

Xét đoạn J-MIỆNG GIÓ: Đoạn ống này có tiết diện chuyển từ chữ nhật sang tròn , trước khi vào miệng gió phải đi qua ống mềm:

Hình 6 6 Đoạn ống thu hẹp dần từ chữ nhật sang tròn

Với tỉ số L/D chọn là 0,6

Dựa vào tài liệu [2] ta có hệ số trở lực cục bộ là :

Vận tốc trong ống mềm là vong mem = 5,89 m/s Áp suất động: pđ = 0,602.vong mem 2 = 0,602.5,89 2 = 20,88 Pa

Tương tự như cách tính tổn thất áp suất cục bộ ở trên, các đoạn ống còn lại được tính toán bằng phần mềm Excel

Bảng 6 2 Tổn thất cục bộ đường ống gió cấp AHU Đoạn Tổn thất cục bộ SL 𝜷 v p đ ∆p cb m/s Pa Pa

AB Tiết diện thu hẹp đột ngột 1 0,056 8,97 48,44 2,712

BG Nhánh rẽ T (Đoạn nhánh) 1 1,030 7,4 32,97 33,96

GH Nhánh rẽ T (Đoạn chính) 1 0,032 6,94 28,99 0,93

Tiết diện thu hẹp dần 1 0,050 6,94 28,99 1,45

HI Nhánh rẽ T (Đoạn chính) 1 0,044 6,17 22,92 1

J-miệng gió Tiết diện thu hẹp chữ nhật sang tròn 1 0,090 5,89 20,88 1,88

• Tổn thất qua các thiết bị

Tổn thất qua miệng gió

Tổng tổn thất qua AHU :

∆pAHU = 500 Pa (theo catalouge AHU DDM của hãng Daikin)

Tổn thất qua van FD :

Tổng tổn thất qua các thiết bị

∆ptb = ∆pm + ∆pAHU + ∆pFD + ∆pVCD = 500 + 8 + 10 + 10 = 528 Pa

• Tổng tổn thất áp suất trên đường gió cấp: p = ∆pms + ∆pcb + ∆ptb = 48,1 + 54,171 + 528 = 630 Pa

Ngoài phương pháp tính tay bằng cách tra hệ số trở lực cục bộ theo tài liệu [2] ta cũng có thể sử dụng phần mềm ASHRAE Duct Fitting Database để kiểm tra và tính trở lực trên đường ống gió Đây là phần mềm được phát triển bởi các kỹ sư trong Hiệp hội các kỹ sư Nhiệt lạnh và Điều hòa không khí Hoa Kỳ (ASHRAE)

Kiểm tra tổn thất áp cục bộ bằng phần mềm ASHRAE Duct Fitting Database

Hình 6 7 Tính tiết diện thu hẹp đột ngột ở đoạn AB

Bảng 6 3 Tổn thất cục bộ đoạn ống tính bằng phần mềm

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 Đoạn Tổn thất cục bộ SL ∆p cb

AB Tiết diện thu hẹp đột ngột 1 2

BG Nhánh rẽ T (Đoạn nhánh) 1 35

GH Nhánh rẽ T (Đoạn chính) 1 2

Tiết diện thu hẹp dần 1 1

Nhánh rẽ T (Đoạn chính) 1 2 Tiết diện thu hẹp dần 1 1

J-miệng gió Tiết diện thu hẹp chữ nhật sang tròn 1 0

Qua 2 cách tính tổn thất cục bộ ta thấy giữa phương pháp tính tay và bằng phần mềm không có sự sai lệch nhiều Vì vậy do giới hạn về thời gian thực hiện luận văn cũng như để thuận tiện hơn trong tính toán ta sẽ sử dụng phần mềm ASHRAE Duct Fitting

Database để tính toán cho các tầng còn lại:

6.4.2 Tính toán đường gió hồi

Do mặt bằng Siêu thị tầng 1 tải lạnh và lưu lượng gió tương đối lớn nên ống gió cấp có kích thước khá lớn được đi trong trần la phông do vậy để tiết kiệm không gian và để các ống gió cấp và hồi không bị đi chồng lên nhau quá nhiều thì ta sẽ lựa chọn phương án hồi trần tự do cho Siêu thị:

Về nguyên lý, AHU sẽ hồi gió từ phòng điều hòa về thông qua miệng gió hồi không box gắn tại trần la phông, vì không gian điều hòa được cấp gió nên áp suất sẽ dương so với áp suất trong trần, gió hồi sẽ đi từ dưới không gian điều hòa lên trần thông qua các miệng gió sau đó sẽ được hút lại vào AHU qua coil lạnh sau đó sẽ được quạt cấp lại vào không gian điều hòa:

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 Ưu điểm:

• Tiết kiệm chi phí vật tư ống gió hồi FCU/ AHU hoặc thậm chí cả hộp box hồi cho FCU

• Đường ống gió cấp FCU/ AHU có thể đi dài hơn do không có tổn thất áp gây ra bởi ống gió hồi

• Tiết kiệm năng lượng quạt AHU do tổn thất áp quạt còn lại chủ yếu đầu đẩy AHU nên cột áp chọn quạt nhỏ hơn

• Vị trí lắp đặt FCU trên trần sẽ dễ dàng bố trí sát tường hơn do không vướng hộp box hồi hoặc đường ống gió hồi Từ đó dẫn đến các vị trí lỗ thăm trần máy lạnh sẽ thẩm mỹ hơn trên trần

• Do không có đường ống gió hồi nên đối với không gian trong trần chật hẹp hoặc hệ thống AHU với đường ống gió lớn thì việc phối hợp (combine) với các hệ MEPF khác dễ dàng hơn

• Ảnh hưởng độ ồn từ quạt trong FCU xuống không gian làm việc sẽ cao hơn do không có đường ống hồi

• Phải đảm bảo không gian trong trần được làm kín ở các lỗ xuyên tường của các hệ MEPF giữa các phòng liền kề thông nhau để tránh hồi trần sang không gian bên cạnh

• Thời gian ban đầu máy lạnh dễ dơ hơn do không gian trong trần nhiều bụi từ việc xây dựng

• Tốn thêm 1 lượng tải lạnh do máy lạnh phải làm lạnh luôn không gian trong trần

• Dễ đọng sương nếu các phòng liền kề bên trên có nhiệt độ thấp hơn điểm đọng sương của phòng

Lưu lượng gió hồi của siêu thị tầng 1: Lh = 8787,5 l/s

Lựa chọn miệng gió sọt trứng hãng REETECH kích thước 600 x 600 với vận tốc 2 m/s, chuẩn độ ồn 35 dB

Lưu lượng gió mỗi miệng hồi theo catalouge:

Tính lại lưu lượng qua mỗi miệng:

Vì Siêu thị sử dụng phương pháp hồi trần tự do nên sẽ không có ống gió hồi mà chỉ có một đoạn ống nối từ AHU lên trần

Hình 6 8 Mặt bằng bố trí miệng gió hồi

Hình 6 9 Nhập thông số chọn

Hình 6 10 Thông số quạt hệ thống

TÍNH TOÁN THÔNG GIÓ

Giới thiệu

Trong phần thông gió này ta cần quan tâm đến 2 khu vực đó là thông gió hầm xe và thông gió nhà vệ sinh

Trong quá trình hoạt động ở tầng hầm sẽ sản sinh ra lượng lớn khí độc hại như:

NO, CO2, Các khí độc hại sẽ gây ảnh hưởng xấu đến sức khỏe của những người lao động dưới tầng hầm Việc lắp đặt hệ thống thông gió tầng hầm giúp loại bỏ những khí độc hại đó, đây là điều tất yếu đối với các công trình có tầng hầm

Nhà vệ sinh là một không gian được xem như phản ánh sự tiên 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 thẫm mỹ cao về kiến trúc mà các yếu tố về thông gió cũng luôn được chú trong rất lớn.

Tính toán thông gió nhà vệ sinh

Để tính toán thông gió nhà vệ sinh thông thường có 2 cách tính thông dụng hiện nay:

- Tính toán thông gió nhà vệ sinh theo Tiêu chuẩn Việt Nam / Singapore

- Tính toán thiết kế thông gió nhà vệ sinh theo tiêu chuẩn Ashrae

❖ Tính toán theo Việt Nam/ Singapore:

Thông số tính toán tham khảo tài liệu [5] phụ lục G với số ACH ứng với nhà vệ sinh là 10 Khi đó việc lưu lượng hút được tính bằng công thức 𝑄 = 𝑆 ℎ 𝐴𝐶𝐻

Trong đó: S là diện tích khu vực nhà vệ sinh (m 2 ) h là chiều cao khu vực nhà vệ sinh

ACH là bội số trao đổi không khí, phụ lục G [5]

Thông số tính toán tham khảo tài liệu [7] bảng 6.4 quy định mật độ lưu lượng gió thải theo từng bồn cầu/ bồn tiểu

Do đó để tính toán ta cần dựa vào mặt bằng kiến trúc để xác định số bồn cầu/ bồn tiểu và nhân vế mật độ lưu lượng từ tiêu chuẩn

Theo bảng 6.4 [7], mỗi tác nhân gây mùi (bệ tiểu/bồn cầu) sẽ có lưu lượng gió là 25 l/s ứng với các nhà vệ sinh công năng thông thường hoặc 35 l/s ứng với các nhà vệ sinh có mật độ sử dụng cao như bệnh viện, trung tâm thể dục thể thao, rạp chiếu phim/ rạp hát…

Hình 7 1 Lưu lượng gió thải nhà vệ sinh

Tính toán điển hình cho nhà vệ sinh tầng 2 như sau:

Nhà vệ sinh nữ :Q = 7 bồn cầu x 25 = 175 l/s

Nhà vệ sinh nam :Q = (3 bồn cầu + 3 bồn tiểu) x 25 = 150 l/s

Mỗi tầng ta sẽ đi ống gió nối vào trục gen gió thải và trên tầng kỹ thuật sẽ đặt một quạt bằng tổng lưu lượng và cột áp để có thể hút gió thải từ gen gió và thải ra ngoài

Hình 7 2 Mặt bằng thông gió nhà vệ sinh tầng 2

Hình 7 3 Sơ đồ nguyên lý thông gió toilet từ tầng 1 đến tầng mái

Bảng 7 1 Tổng tổn áp trên đường hút thải nhà vệ sinh

EAF-WC STT Tên phụ kiện SL Tổn thất cục bộ

Chiều dài đoạn xa nhất (m)

2 Đầu chuyển tròn sang vuông

Vậy tổng tổn cột áp quạt gió thải WC: p = pms + pcb = 80 + 25,4 = 105,4 Pa

Hình 7 4 Nhập thông số chọn quạt

Tính toán thông gió hầm xe

Tính toán thông gió hầm xe ta sẽ căn cứ chủ yếu vào tài liệu [5] và tham khảo các tài liệu khác như tài liệu QCVN 06:2021 và AS 1668.2-1991:

• Dựa vào tài liệu [5] phụ lục G có được bội số trao đổi không khí cho hầm xe là 6 ACH Bội số trao đổi không khí khi hầm xe có sự cố cháy là 9 ACH

• Tổng diện tích hầm xe lớn hơn 1900 m 2 (không tính các phòng kỹ thuật) thì cần phải có thông gió sự cố Quạt hút gió thải và quạt gió cấp phải chạy 2 cấp độ

• Đối với hầm xe lớn hơn 3000 m 2 thì phải phân thành nhiều zone mỗi zone không quá 3000 m 2

• Lưu lượng gió tươi bổ sung bằng 0,75 tới 0,9 gió thải

Hình 7 6 Bảng bội số trao đổi không khí theo TCVN 5687

Các bước tính toán cho hầm xe công trình Offices Haus như sau:

❖ Bước 1: Phân tích kiểu thông gió

Do hầm xe có diện tích khá lớn 3182 m 2 nên ta sẽ phân làm 2 zone để tính toán thông gió

Hình 7 7 Các zone thông gió của tầng hầm

Zone 1: Diện tích 1559 m 2 , Chiều cao 3,65 m

Zone 2: Diện tích 1629 m 2 , Chiều cao 3,65 m

 Với diện tích hầm xe là 3182 m 2 nên cần thiết kế thông gió ở 2 chế độ thường và sự cố

❖ Bước 2 : Tính toán lưu lượng thông gió ở 2 chế độ

Lưu lượng thông gió ở chế độ thường :

Zone 1 : Lưu lượng gió thải QEA1 = S.h.ACH = 1559.3,65.6 = 34142 m 3 /h

Lưu lượng gió tươi QFA1 = 0,8 QEA1= 0,8.34142 = 27314 m 3 /h

Zone 2 : Lưu lượng gió thải QEA2= S.h.ACH = 1629.3,65.6 = 35675 m 3 /h

Lưu lượng thông gió ở chế độ khẩn cấp:

Zone 1 : Lưu lượng gió thải QEA1 = S.h.ACH = 1559.3,65.9 = 51213 m 3 /h

Zone 2 : Lưu lượng gió thải QEA2= S.h.ACH = 1629.3,65.9 = 53513 m 3 /h

❖ Bước 3 : Tính toán chia miệng gió và chọn kích thước ống gió

Tính toán điển hình cho zone 1 : Đối với hầm xe ta chọn miệng gió thải và gió tươi là miệng 1 lớp của hãng STARDUCT với kích thước cổ là 900x150, vận tốc 2.5 m/s

Ta có lưu lượng mỗi miệng theo catalouge :

Tính lại lưu lượng qua mỗi miệng :

Hình 7 8 Bố trí đường cấp gió tươi và hút gió thải cho hầm

❖ Tính toán lựa chọn quạt gió thải zone 1

Bảng 7 2 Tổng tổn thất áp trên đường ống gió thải zone 1

STT Tên phụ kiện SL Tổn thất cục bộ

Chiều dài đoạn xa nhất (m)

20 Đầu chuyển vuông sang tròn (34142 m3/h)

21 Đầu chuyển tròn sang vuông (34142 m3/h)

Vì hệ thống hút thải hầm xe là hệ thống thuộc thông gió sự cố nên vận tốc trong ống sẽ chọn từ 12 – 15m/s tổn thất áp suất trung bình 2 Pa/m

Vậy tổng tổn cột áp quạt gió thải zone 1: p = pms + pcb = 191,2 + 340 = 531,2 Pa

❖ Chọn quạt gió thải zone 1

Hình 7 9 Nhập các thông số để chọn quạt

7.3.1 Bố trí cảm biến CO

Ta bố trí cảm biến CO sao cho phạm vi của cảm biến bao phủ hết diện tích của tầng hầm Cao độ của cảm biến thường thường từ 1,2 – 1,5 m để hợp với chiều cao của người Việt Nam và thường được gắn trên các cột của tầng hầm

Loại cảm biến CO thường có bán kính cảm biến từ 10-12m trong khi loại tốt có thể có bán kính tới 14m

Nguyên lí điều khiển hệ thống cảm biến CO:

• Khi nồng độ CO < 9 ppm : quạt gió tươi và quạt hút thải không hoạt động

• Khi 9ppm < CO < 25 ppm : quạt hút thải hoạt động ở chế độ NM( Normal mode) với tốc độ thấp ( 6ACH), quạt gió tươi cũng hoạt động ở chế độ tương tự

• Khi nồng độ CO > 25 ppm hoặc có cháy : quạt hút khói hoạt động ở chế độ EM

(Emergency mode) với tốc độ cao 9ACH

Hình 7 11 Mặt bằng bố trí cảm biến CO cho hầm

TÍNH TOÁN HÚT KHÓI HÀNH LANG

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

Điều kiện và quy định hút khói hành lang

Hệ thống hút khói hành lang được quy định theo QCVN06-2021-BXD và tính toán dựa vào TCVN5687-2010

❖ Một số yêu cầu và quy định về hút khói hành lang từ QCVN06 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

- 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.

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

Trong đó: MFD (Motorized fire damper) là van chặn lửa tự động sẽ tự mở ra ở tầng cháy để hút khói và sẽ tự đóng lại để cô lập khi nhiệt độ vượt quá ngưỡng cho phép.

Tính toán hút khói hành lang

Tính toán hút khói hành lang theo TCVN5687 phụ lục L:

GC00.B.n.H 1,5 Kd, kg/h Trong đó:

G : là lưu lượng khói cần hút, kg/h

B : 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 : là chiều cao của cửa đi Khi chiều cao lớn hơn 2,5 m thì lấy H = 2,5 m

Kd : 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 trên 25 người qua một cửa và lấy Kd = 0,8 nếu số người thoát nạn dưới 25 người đi qua một cửa

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 n : 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 trong các cửa để tính, lấy theo bảng L.1, Phụ lục L, TCVN 5687 – 2010

Trọng lượng riêng của lớp khói là 0,6 kg/m 3 (theo khoản 6.10 TCVN 5687-2010)

Bảng 8 1 Hệ số n ứng với của rộng và lớn nhất

Loại công trình Hệ số n ứng với cửa rộng nhất

Nhà công cộng, nhà hành chính, sinh hoạt 1,05 0,91 0,8 0,62 0,5

❖ Tính toán điển hình cho hành lang tầng 2

Theo điều kiện hút khói thì công trình có chiều cao PCCC trên 28m và hành lang dài trên 15m (thỏa điều kiện)

• Cửa lớn nhất mở ra cầu thang: B = 1,2m => n = 0,8

• Kd = 1 do số lượng người mỗi tầng lớn hơn 25

Lưu lượng cần hút khói hành lang tầng 2 sẽ là

Hình 8 1 Sơ đồ nguyên lý hút khói hành lang từ tầng 2-5

Các bước tiếp theo ta tiến hành chọn miệng hút, tính kích thước ống gió, tính tổn thất áp suất để chọn quạt nhưng để hạn chế luận văn quá dài thì phần này và việc tính các hành lang khác trong công trình em xin bỏ qua Tuy nhiên phương pháp tính cũng tương tự như các phần đã trình bày ở trên

TÍNH TOÁN TẠO ÁP CẦU THANG

Điều kiện và quy định về tạo áp

Hệ thống tạo áp được quy định theo QCVN06-2021-BXD và tính toán tham khảo thêm ở tiêu chuẩn Anh BS5588-part 4

❖ Một số yêu cầu và quy định về tạo áp từ QCVN06 mục D10:

Việc bảo vệ chống khói phải cung cấp không khí từ bên ngoài vào các khu vực sau: a) Trong giếng thang máy (khi không thể hỗ trợ cấp khí các khoang đệm trong điều kiện có cháy) ở những nhà có buồng thang không nhiễm khói b) Trong khoang đệm của thang máy chữa cháy c) Trong các buồng thang bộ không nhiễm khói loại N2 d) Trong các khoang đệm của buồng thang bộ không nhiễm khói loại N3 e) Trong các khoang đệm trước thang máy (bao gồm cả thang máy) trong các tầng hầm và tầng nửa hầm…v.v

Các mục còn lại xem thêm trong QCVN06-2021-BXD

Phân loại các loại thang bộ cần tạo áp

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

Hình 9 1 Các dạng thang bộ N1 theo QCVN06

- 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 9 2 Thang bộ N2 có phòng đệm và không có phòng đệm

- 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.

Nguyên lý tạo áp cầu thang

Ở chế độ bình thường hệ thống tạo áp không hoạt động

Khi có tín hiệu báo cháy báo khói gửi đến trung tâm điều khiển Quạt tạo áp sẽ hoạt động để cấp gió ngoài trời vào buồng thang bộ để tạo áp suất dương ngăn khói tràn từ tầng cháy vào buồng thang bộ Khi áp suất buồng thang bộ vượt quá 50Pa thì van xã áp sẽ hoạt động mở ra xã gió trong buồng thang ra ngoài để duy trì áp suất buồng thang không vượt 50Pa.

Tính toán tạo áp cầu thang

Do công trình Office Haus toàn bộ là thang N2 nên ta sẽ tính tạo áp điển hình cho trục thang ở giữa

Hình 9 3 Trục thang N2 từ tầng 1 lên tầng 7

Số cửa mở vào không gian điều áp ( 6 cửa)

Số cửa mở ra ngoài không gian điều áp (1 cửa)

Vận tốc gió qua ô cửa mở 1,3 m/s ( QCVN06-2021)

Số cửa mở đồng thời 2 cửa (1 cửa tại tầng cháy và 1 cửa thoát nạn ra không gian bên ngoài)

Công thức tính lưu lượng Q = 0,83.A.√𝑃

• A : Là diện tích khe cửa mở/khe cửa đóng (m 2 )

• P : Áp suất chênh lệch trong buồng thang (Pa)

• Q : Là lưu lượng gió cần cấp (m 3 /s)

Kích thước cửa buồng thang 1 x 2 m

Chu vi khe cửa đóng là :

Diện tích cánh của mở

Diện tích khe hở cửa đóng được nội suy theo cửa chuẩn 2 x 0,8m (theo BS5588)

Theo BS5588 diện tích khe cửa đóng mở vào buồng thang theo kích thước chuẩn là : Cửa mở vào : Sv = 0,01 m 2

Diện tích khe cửa mở vào buồng thang trục giữa công trình Office Haus

Tổng diện tích khe cửa đóng :

Lưu lượng gió cấp khi tất cả cửa đóng ;

Lưu lượng gió cấp khi 2 cửa mở:

Lưu lượng gió cần để tạo áp buồng thang

Tính toán lưu lượng van xả áp khi 2 cửa thoát hiểm và tầng cháy đều đóng

Diện tích van xả áp:

Hình 9 4 Sơ đồ nguyên lý tạo áp cầu thang

TÍNH TOÁN HIỆU QUẢ NĂNG LƯỢNG TRONG HỆ THỐNG BƠM NƯỚC

Hiệu quả năng lượng là một yếu tố quan trọng trong hệ thống điều hòa không khí

Nó liên quan đến khả năng của hệ thống tiết kiệm năng lượng, đồng thời cũng giúp giảm thiểu chi phí hoạt động và tác động đến môi trường Trong tình hình hiện nay các nhiên liệu ngày càng cạn kiệt, giá năng lượng ngày càng tăng thì các chủ đầu tư rất quan tâm đến các vấn đề tiết kiệm và sử dụng năng lượng hiệu quả Để có thể đạt được hiệu quả năng lượng thì cần tốn một khoản chi phí đầu tư ban đầu, tuy nhiên nếu biết tính toán chi phí đầu tư hợp lý về lâu dài sẽ có lợi nhuận nhờ tiết kiệm được từ việc sử dụng năng lượng hiệu quả.

Các giải pháp tiết kiệm năng lượng trong hệ thống lạnh

• Tăng nhiệt độ không gian điều hòa

• Sử dụng các cảm biến thông minh trong hệ thống

• Tối ưu hóa hệ thống bơm, quạt, máy nén bằng VSD

• Tối ưu hóa thời gian vận hành hệ thống

Tính toán và so sánh tiết kiệm năng lượng khi bơm có VSD

VSD là viết tắt của từ "Variable Speed Drive" hay còn được gọi là "Biến tần" trong tiếng Việt Nó là một thiết bị điện tử được sử dụng để điều khiển tốc độ quay của động cơ điện bằng cách điều chỉnh tần số và điện áp đầu vào VSD giúp tăng độ chính xác, hiệu suất hoạt động, tiết kiệm năng lượng và giảm thiểu chi phí vận hành cho các ứng dụng sử dụng động cơ điện như máy bơm, quạt, cơ cấu chuyển động, hệ thống điều hòa không khí, và nhiều ứng dụng khác

Nguyên lý cơ bản làm việc của bộ biến tần cũng khá đơn giản Đầu tiên, nguồn điện xoay chiều 1 pha hay 3 pha được chỉnh lưu và lọc thành nguồn 1 chiều bằng phẳng Công đoạn này được thực hiện bởi bộ chỉnh lưu cầu diode và tụ điện Nhờ vậy, hệ số công suất cosphi của hệ biến tần đều có giá trị không phụ thuộc vào tải và có giá trị ít nhất 0.96 Điện áp một chiều này được biến đổi (nghịch lưu) thành điện áp xoay chiều 3 pha đối xứng Công đoạn này hiện nay được thực hiện thông qua hệ IGBT (transistor lưỡng cực có cổng cách ly) bằng phương pháp điều chế độ rộng xung (PWM) Nhờ tiến bộ của công nghệ vi xử lý và công nghệ bán dẫn lực hiện nay, tần số chuyển mạch xung có thể lên tới dải tần số siêu âm nhằm giảm tiếng ồn cho động cơ và giảm tổn thất trên lõi sắt động cơ

Hình 10 1 Sơ đồ nguyên tắc điều khiển tốc độ của biến tần

10.3.2 Lợi ích của việc sử dụng bộ biến tần trong điều khiển tốc độ động cơ

Việc sử dụng bộ biến tần để điều khiển tốc độ của các thiết bị như bơm, quạt, máy nén… trong đại đa số các trường hợp sẽ làm phù hợp giữa công suất điện của động cơ với yêu cầu tải biến đổi Từ đó sẽ không gây tiêu tốn năng lượng một cách lãng phí và từ đó có thể tiết kiệm được một khoảng tiền đáng kể

Các thiết bị như vậy thường có đặc tính như sau:

Tỷ lệ lưu lượng dòng chảy = k.( tốc độ v)

Do đó, khi tỷ lệ lưu lượng giảm thì công suất điện yêu cầu sẽ giảm tỷ lệ với lưu lượng dòng chảy

Bảng 10 1 Tỉ lệ giữa công suất cần thiết yêu cầu so với tỉ lệ lưu lượng dòng chảy

Tốc độ v, % Tỉ lệ lưu lượng dòng chảy, % Công suất cần thiết, %

• Giúp quá trình khởi động mềm hơn, tiêu thụ ít điện năng hơn và tuổi thọ máy do đó cũng tăng lên

• Có thể thay đổi vận tốc vòng vô cấp mà moment xoắn trên trục động cơ không thay đổi

• Luôn cung cấp vừa đủ điện năng phù hợp với phụ tải thực của động cơ tại từng thời điểm Điều này giúp động cơ tiêu thụ điện năng một cách hợp lý hơn ở chế độ non tải(ở chế độ non tải hiệu suất của động cơ rất thấp)

• Như vậy đối với các động cơ cần thay đổi tốc độ và thường xuyên vận hành ở chế độ non tải thì lắp biến tần là giải pháp tốt nhất

10.3.3 So sánh hiệu quả tiết kiệm năng lượng cho bơm nước lạnh khi có VSD và khi không có VSD

Trong các hệ thống sử dụng điện của tòa nhà thì theo thống kê tỷ lệ tiêu thụ điện năng của hệ thống điều hòa không khí là chiếm nhiều nhất khoảng 60 – 75% tỷ lệ tiêu thụ điện của tòa nhà gồm có máy nén chiller, bơm nước lạnh, bơm nước giải nhiệt,… vì vậy trong những giờ có tải thấp nếu sử dụng các thiết bị không có VSD (biến tần) thì vẫn sẽ luôn hoạt động 100% công suất sẽ rất lãng phí, việc giảm công suất tiêu thụ điện sẽ tiết kiệm

SVTH: HUỲNH HỮU KHƯƠNG MSSV:1913851 được số tiền phải trả cho chi phí năng lượng điện theo giá bán điện của Tập đoàn điện lực Việt Nam (EVN) như sau:

Tập đoàn điện lực sẽ quy định giá điện cho các khung giờ cụ thể như sau:

• Giờ bình thường: Từ thứ 2 đến thứ 7 gồm các khung giờ: Từ 04h00 - 9h30, 11h30 -17h00, 20h00 - 22h00; Chủ nhật: Từ 04h00 - 22h00

• Giờ cao điểm: Từ thứ 2 đến thứ 7 gồm các khung giờ: Từ 09h30 - 11h30, 17h00 - 20h00; Chủ nhật: không có giờ cao điểm

• Giờ thấp điểm: Tất cả các ngày trong tuần từ 22h00 đến 04h00 sáng hôm sau Giá điện tại các khung giờ cho mục đích kinh doanh được quy định như sau:

• Giờ bình thường giá 2.666 (đồng/kWh)

• Giờ thấp điểm giá 1.622(đồng/kWh)

• Giờ cao điểm giá 4.587 (đồng/kWh)

Dựa vào các tiền điện quy định theo các khung giờ ta có thể tính được số tiền tiết kiệm được mỗi năm hoặc mỗi tháng khi giảm công suất bơm, quạt, máy nén… nếu sử dụng VSD Đối với bơm nước lạnh:

Công suất định mức Pđm = 15 kW

Hiệu suất động cơ dc = 92%

Công suất điện cần cấp:

Công trình Office Haus là tòa nhà văn phòng nên theo ước tính sẽ làm việc 10 tiếng/ngày từ 8h – 18h còn những không gian dưới tầng 1 như siêu thị, quán cà phê, sảnh… sẽ hoạt động tới 22h

Vì trên phần tính tải chưa thể tính được tải lạnh thay đổi theo từng giờ trong ngày nên em sẽ giả sử như sau:

• Tải đỉnh của tòa nhà khoảng 4 tiếng/ngày từ 11h – 15h

• Từ 18h – 22h sẽ chỉ chạy 20% tải

Bảng 10 2 Tỷ lệ lưu lượng nước mỗi bơm theo tải lạnh

❖ Trường hợp 1: Nếu không có biến tần VSD thì bơm nước sẽ chạy 100% tải từ 8h – 22h (14 tiếng/ngày)

Giả sử tòa nhà hoạt động 300 ngày/năm

• Số tiền phải trả cho giờ cao điểm ( 5 tiếng/ngày)

• Số tiền điện phải trả vào giờ bình thường

• Số tiền điện phải trả 1 năm cho 1 bơm nước lạnh không có VSD là:

❖ Trường hợp 2: Nếu sử dụng biến tần VSD thì bơm nước chạy theo tải từng giờ

Coi hiệu suất trung bình của bộ biến tần VSD là 90% thì hiệu suất tổng lúc này là:

Công suất điện cần cấp cho các trường hợp 20%, 60%, 80%, 100% tải

• Số tiền phải trả cho giờ tải đỉnh

• Số tiền phải trả cho giờ chạy 80% tải

• Số tiền điện phải trả hằng năm cho 1 bơm nước lạnh có VSD là

Số tiền tiết kiệm được hằng năm :

229482750 – 113267116 = 116215634 VNĐ/năm ≈116,21 triệu VNĐ/năm

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống điều hòa không khí và thông gió cho tòa nhà văn phòng Office Haus
Tác giả	Huỳnh Hữu Khương
Người hướng dẫn	TS. Phan Thành Nhân
Trường học	Trường Đại học Bách khoa Thành phố Hồ Chí Minh, Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Kỹ thuật Nhiệt
Thể loại	Đồ án tốt nghiệp
Năm xuất bản	2023
Thành phố	Thành phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	177
Dung lượng	6,96 MB