Luận văn tốt nghiệp thiết kế hệ thống Điều hòa không khí cho khu trung tâm thương mại và văn phòng cho thuê 144 cộng hòa

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CÔNG NGHỆ NHIỆT LẠNH ------ LUẬN VĂN TỐT NGHIỆP THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ CHO KHU TRUNG TÂM THƯƠNG MẠI VÀ VĂN PHÒNG CHO TH

TỔNG QUAN

TỔNG QUAN VỀ CÔNG TRÌNH

Công trình: Tòa nhà văn phòng 144 Cộng Hòa Địa chỉ: 144 Công Hòa, Phường 12, Quận Tân Bình, Tp.HCM

Chủ đầu tư: Công ty TNHH XD – TM – DV – G.B

Hình 1.1 Phối cảnh công trình

MÔ TẢ CÔNG TRÌNH

Cao ốc 144 Cộng Hòa được xếp hạng C, thuộc chuỗi trung tâm thương mại và văn phòng cho thuê quận Tân Bình, với nhiều tiện ích phù hợp cho thuê văn phòng Với vị trí đẹp, tầm nhìn thoáng đãng, không gian rộng rãi, mát mẻ, cao ốc 144 Cộng Hòa sẽ mang lại cảm hứng làm việc, nguồn ý tưởng dồi dào cùng với tâm trạng thoải mái cho nhân viên làm việc trong thời gian đặt văn phòng tại công trình òa nhà 144 Cộng Hòa tọa lạc tại số 144, đường Cộng Hòa, phường 12, quận Tân Bình Đây là tuyến đường hai chiều rộng rãi, thông thoáng, và là tuyến đường giao thông quan trọng của quận Tân Bình Với lợi thế vị trí tọa lạc đắc địa này sẽ giúp đảm bảo việc kết nối giao thông vô cùng thuận lợi sang các quận lân cận như quận Phú Nhuận, quận Gò Vấp và quận 3

Bên cạnh vị trí đắc địa, 144 Cộng Hòa còn có một bố cục vô cùng khoa học hợp lý Chính vì điều kiện thuận lợi này, nơi đây trở thành nơi buôn bán sầm uất, thu hút nhiều hãng mỹ phẩm Mọi gian hàng trong khu trung tâm thương mại của công trình đều được bố trí có mặt tiền, thuận lợi cho người tiêu dùng khi đi mua sắm Mặt sàn rộng lớn, quy mô gian hàng đáp ứng sự trưng bày hàng hóa đẹp và khoa học

Hình 1.2 Vị trí địa lý của công trình 1.2.1 ĐẶC ĐIỂM TỰ NHIÊN CỦA CÔNG TRÌNH

Số giờ nắng trung bình tháng đạt từ 160 đến 270 giờ Thành phố Hồ Chí Minh có hai mùa rõ rệt: mùa mưa từ tháng 5 đến tháng 11, lượng mưa bình quân năm là 1.979 mm số ngày mưa trung bình năm là 159 ngày (lớn hơn 90% lượng mưa tập trung vào các tháng mùa mưa) Đặc biệt, những cơn mưa thường xảy ra vào buổi xế chiều, mưa to nhưng mau tạnh, đôi khi mưa rả rích kéo dài cả ngày Mùa khô từ tháng 12 năm này đến tháng 4 năm sau

Công trình Tòa nhà văn phòng 144 Công Hòa có quy mô như sau:

- Tổng diện tích xây dựng: Sxd = 11000 m²

- Công trình bao gồm 8 tầng và 1 hầm

Bảng 1.1 Quy mô công trình

Tầng Khu vực/phòng Diện tích (m²) h (m) h1 (m) Diện tích tường / kính

Diện tích tường ngoài (m²) 7,98 20,58 SẢNH

THANG 70 4,2 4,2 Diện tích vách/cửa sổ kính

NH TIỆC CƯỚI 254 4,2 4,2 Diện tích vách/cửa sổ kính

TRUNG TÂM MUA SẮM 745 4,2 4,2 Diện tích vách/cửa sổ kính

Diện tích tường ngoài (m²) 52,92 8,4 CỬA HÀNG

COFFEE 57 4,2 4,2 Diện tích vách/cửa sổ kính

THANG 50,8 3,8 3,8 Diện tích vách/cửa sổ kính

SẢNH THANG 50,8 3,8 3,8 Diện tích vách/cửa sổ kính

OFFICE 1200 3,8 3,8 Diện tích vách/cửa sổ kính

TIỆC CƯỚI 848 3,71 3,71 Diện tích vách/cửa sổ kính

THANG 110 3,71 3,71 Diện tích vách/cửa sổ kính

TÍNH TOÁN PHỤ TẢI LẠNH

CƠ SỞ LÝ THUYẾT

Lựa chọn phương pháp Carrier để tính cân bằng nhiệt ẩm Phương pháp Carrier không cần lập sơ đồ điều hòa mà chỉ cần tính toàn bộ nhiệt hiện thừa Qht và nhiệt ẩn thừa Qât của mọi nguồn nhiệt tỏa và thẩm thấu tác động vào phòng điều hòa:

- Q 11 : Nhiệt hiện bức xạ qua kính

- Q 21 : Nhiệt hiện truyền qua mái do bức xạ mặt trời và do chênh lệch nhiệt độ

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

- Q 23 : Nhiệt hiện truyền qua nền

- Q 31 : Nhiệt hiện tỏa ra do đèn chiếu sáng

- Q 32 : Nhiệt hiện tỏa ra do máy móc

- Q 4 : Nhiệt tỏa ra do người (Gồm nhiệt hiện Q 4h và nhiệt ẩn Q 4a )

- Q N : Nhiệt do gió tươi mang vào (Gồm nhiệt hiện Q hN và nhiệt ẩn Q aN )

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

THÔNG SỐ TÍNH TOÁN

Nhiệt độ và độ ẩm không khí ngoài trời được tra theo bảng 1.11 Tài liệu [1]:

Bảng 2.1 Nhiệt độ không khí ngoài trời tại Tp Hồ Chí Minh

Nhiệt độ trung bình ttb

Mùa nóng Mùa lạnh ttbmax tmax φ tb φ 13−15 ttbmax tmax φ tb φ 13−15

Về thông số tính toán bên trong công trình, lựa chọn theo để đảm bảo tiện nghi, tra theo TCVN 5687 – 2010 (Phụ lục A, bảng A1, tài liệu [3]), chọn thông số không khí ngoài trời như sau:

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

- Độ ẩm tương đối của không khí trong nhà: φ N = 74%

- Nhiệt độ của không khí trong nhà: t T = 24℃

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

Từ cặp số liệu đã chọn theo tiêu chuẩn ở trên Ta sử dụng Đồ thị t – d của không khí ẩm để tìm các thông số còn lại:

- Enthalpy của không khí trong nhà: I T = 50,3 kJ/kg

- Độ chứa hơi của không khí trong nhà: d T = 10,29 g hơi/kg không khí khô

- Ta chỉ tính toán cho mỗi một phụ tải lạnh cho một phòng điển hình bằng phương pháp Carrier trong tháng 4, các phòng còn lại được tính dưa trên phòng điển hình bằng phần mềm Microsoft Excel 2019 Lựa chọn khu vực trung tâm thương mại tại tầng 2 để tính toán phụ tải điển hình

Bảng 2.2 Thông số kết cấu phòng

Diện tích Kính tiếp xúc bức xạ

Không tiếp xúc bức xạ

TÍNH TOÁN NHIỆT THỪA BỨC XẠ QUA KÍNH Q11

Nhiệt thừa do tác động của các tia bức xạ mặt trời được xem là thành phần khá quan trọng trong số các thành phần có nguồn góc từ bên ngoài Với các cửa sổ, cửa kính quay về hướng Đông sẽ nhận bức xạ cực đại vào 8 đến 9 giờ sáng và kết thúc lúc 12 giờ trưa Cửa sổ hướng Tây sẽ nhận bức xạ cực đại lúc 4 đến 5 giờ chiều và nếu là cửa sổ nằm ngang trên mái tum sẽ nhận bức xạ cực đại vào 12 giờ trưa

Nhiệt hiện do bức xạ qua kính vào phòng theo công thức sau:

Trong đó: nt: Hệ số tác dụng tức thời của bức xạ

Q’11: Lượng nhiệt bức xạ tức thời qua kính vào phòng

Q’11 được xác định bởi công thức sau:

F: Diện tích bề mặt kính cửa sổ có khung thép, m², nếu là khung gỗ lấy bằng 0,85F

RT: Nhiệt bức xạ mặt trời qua cửa kính vào trong phòng (W/m²) ε c : Hệ số ảnh hưởng của độ cao so với mặt nước biển, tính theo công thức: ε c = 1 + H

10000,023 ≈ 1 Với H = 5m ε đs : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ chênh giữa nhiệt độ đọng sương của không khí quan sát so với nhiệt độ đong sương của không khí ở trên mặt nước biển là 20℃, xác định theo công thức: ε đs = 1 −(t s − 20)

Với nhiệt độ đọng sương ts),3℃, tra từ đồ thị không khí ẩm, với nhiệt độ khô và độ ẩm là: t4,6℃, φ = 74%

Hệ số ảnh hưởng của mây mù, khi trời không mây: ε mm = 1

Hệ số ảnh hưởng của khung (Đối với cửa kính có khung nhôm): ε kh = 1,17

Hệ số kính (Tài liệu [1], Chọn kính trong tráng màng phản xạ RS 20, 6 mm): ε m = ε k = 0,34

Nhiệt bức xạ qua kính khác kính cơ bản của Phòng trên trong tháng 4 (Với Nhiệt bức xạ qua kính cơ bản R lấy từ Tài liệu [1])

Với kính không có màn che bên trong ta lấy hệ số mặt trời hấp thụ ε r = 1

Lựa chọn kính trong tráng màng phản xạ RS 20, 6 mm với các thông số kính như sau (Bảng 4.3, Tài liệu [1]):

Với kính không sử dụng rèm, RT được tính theo công thức sau: R T = 0,34 R

Với công trình tại Thành phố Hồ Chí Minh, vĩ độ 10 o Bắc, giá trị nhiệt bức xạ Mặt Trời qua kính khác với kính cơ bản từ 6 giờ đến 17 giờ (được tra theo tài liệu [1]) Để xác định được hệ số tức thời, ta phải xác định được tổng khối lượng của các bề mặt tạo nên không gian điều hòa tính trên 1m² g s =G ′ + 0,5G"

G’: Khối lượng tường có mặt ngoài tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn nằm trên mặt đất

G”: Khối lượng của tường có mặt ngoài không tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn không nằm trên mặt đất

Các phòng hoạt động từ 6 giờ sáng đến 17 giờ chiều, các mặt bên ngoại nhận nhiệt từ bức xạ mặt trời đều được lắp bằng kính ρ = 2500 kg/m³ và tường gạch dày 200 mm chọn ρ = 1800 kg/m³, trần nhà dày 40 mm và nền nhà dày 200 mm làm bằng bê tông cốt thép chọn ρ = 2400 kg/m³

1112 = 341,82 kg/m 2 sàn Với diện tích tiếp xúc của tòa nhà với các hướng, hướng Nam có diện tích kính lớn Bức xạ mặt trời xâm nhập vào tòa nhà theo các hướng Theo lựa chọn thông số thời tiết ngoài trời theo Tài liệu [3], ta lựa chọn tháng nóng nhất là tháng 4, với nhiệt độ là 34,6 ℃ và độ ẩm là 74% Tra giá trị RT lớn nhất theo Tài liệu [1]:

Bảng 2.3 Giá trị R T lớn nhất tháng 4 theo các hướng

Hướng Giá trị R lớn nhất

Tra Bảng 8.15c Tài liệu [2], ta được hệ nt lớn nhất:

Bảng 2.4 Giá trị n t lớn nhất theo các hướng

Tính toán điển hình cho hướng Bắc ta có được lượng nhiệt do bức xạ qua kính:

Tổng tải do nhiệt thừa bức xạ qua kính của các khu vực:

Bảng 2.5 Nhiệt bức xạ qua kính các khu vực

Tầng Khu vực/phòng Hướng Diện tích kính

Q'11 Hệ số nt Q11 Tổng Q11 khu vực

TẦNG 1 TRUNG TÂM MUA SẮM

4004,3 Đông 43,99 2688,1 0,74 1989,2 Nam 117,42 614,22 0,81 497,52 Tây 31,48 1923,7 0,75 1442,8 TẦNG 6 & 7 SẢNH THANG

Tây 0,00 0 0,68 0 Đông 23,78 1453,1 0,74 1075,3 Nam 113,90 595,81 0,8 476,65 Tây 31,48 1923,7 0,74 1423,5 TẦNG 8 TIỆC CƯỚI

TÍNH TOÁN NHIỆT TRUYỀN QUA MÁI

Do khu vực Trung tâm mua sắm tầng 2 không có trần là mái nên lượng nhiệt truyền qua mái của khu vực này bằng 0 Tuy nhiên vì muốn trình bày rõ cách tính toán của phần nhiệt lượng trên nên ta sẽ dùng Khu vực tầng 8 (Có trần là mái) để thay thế

Trần mái có bức xạ mặt trời, đối với công trình nhiều tầng, đây là mái bằng tầng thượng thì lượng nhiệt truyền qua mái bao gồm hai thành phần nhiệt là do ảnh hưởng bởi bức xạ mặt trời và do chênh lệch nhiệt độ giữa không khí trong nhà và không khí bên ngoài trời, ta tính toán theo công thức gần đúng:

Trong đó: k: hệ số truyền nhiệt qua mái (tra Bảng 4.9, Tài liệu [1])

∆t d = (t N − t t ) + ε s R N α N : hiệu nhiệt độ tương đương Với: t N − t t : hiệu nhiệt độ bên trong và bên ngoài ε s : hệ số hấp thụ bức xạ mặt trời của bề mặt mái (tra Bảng 4.10, Tài liệu [1])

0,88: nhiệt bức xạ xâm nhập qua mái α N : hệ số tỏa nhiệt đối lưu của không khí ngoài trời

Bảng 2.6 Nhiệt truyền qua mái khu vực tầng 8

Tầng Khu vực Diện tích mái k21

TÍNH TOÁN NHIỆT TRUYỀN QUA VÁCH

Hiệu nhiệt độ giữa không khí tại bề mặt tường trong và ngoài Phòng:

Phía ngoài tiếp xúc bức xạ mặt trời: Δt 22tmt = t N − t T = 34,6 − 24 o C

Ngoài tiếp xúc nơi không điều hòa: Δt 22tkg = 0,5(t N − t T ) = 0,5(t N − 24) o C

Lựa chọn các hệ số tỏa nhiệt (Tài liệu [1]):

Hệ số tỏa nhiệt đối lưu của không khí tại bề mặt tường phía ngoài nhà:

Tiếp xúc bức xạ mặt trời: α Ntmt = 20 W/m 2 K

Tiếp xúc nơi không điều hòa: α Ntkg = 10 W/m 2 K

Hệ số tỏa nhiệt đối lưu của không khí tại bề mặt tường phía trong nhà: α Tt = 10 W/m 2 K

Cấu tạo và hệ số dẫn nhiệt các loại tường (Bảng 2.5, Tài liệu [1]) :

Hệ số truyền nhiệt của các loại tường trong khu vực trung tâm mua sắm: k 22t = 1

1 α Nt + ∑δ it λ it + 1 α Tt Tường đôi (200 mm) (Tiếp xúc bức xạ mặt trời): k 22tmt = 2,33 W/m 2 K

Tường đơn (100 mm) (Tiếp xúc nơi không điều hòa): k 22tkg = 2,9 W/m 2 K

Bảng 2.7 Cấu tạo và Hệ số dẫn nhiệt các loại tường của trung tâm mua sắm

Bề dày 𝛅 𝐢𝐭 (mm) Hệ số dẫn nhiệt 𝛌 𝐢𝐭 (W/mK)

→ Q 22t = k 22tmt F 22tmt Δt 22tmt + k 22tkg F 22tkg Δt 22tkg

= 2,33.147,99 (t N − 24) + 2,9.72,96.0,5 (t N − 24) = 4776,45 W Các khu vực còn lại được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel và được trình bày ở Bảng 2.8:

Bảng 2.8 Nhiệt truyền qua tường các khu vực

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 82,08 180,03 2027,21 2767,06 4794,3

2.5.2 NHIỆT TRUYỀN QUA CỬA RA VÀO

Với khu vực trung tâm mua sắm tại tầng 1, gồm có 2 loại cửa, các thông số kích thước được thể hiện qua Bảng 2.9

Bảng 2.9 Thông số kích thước các loại cửa

Với khu vực trung tâm mua sắm tầng 2 bao gồm 1 cửa loại 1 tiếp xúc với không khí bên ngoài

Các cửa ra vào sử dụng cùng vật liệu kính như vách kính với hệ số dẫn nhiệt: λ c = 0,06 W/mk

Hệ số tỏa nhiệt đối lưu của không khí tại bề mặt cửa ra vào phía ngoài nhà (Tài liệu [1], Tiếp xúc không khí bên ngoài): α Nc 20 W/m 2 K

Hệ số tỏa nhiệt của không khí tại bề mặt cửa ra vào phía trong nhà (Tài liệu [1]): α Tc = 10 W/m 2 K

Hệ số truyền nhiệt của cửa ra vào trong Khu vực trên: k 22c = 1

Diện tích cửa ra vào của Khu vực trên trên: F 22c = 25,76 m 2

Hiệu nhiệt độ trong và ngoài cửa ra vào: Δt 22c = t N − t T = 10,6 o C

Nhiệt truyền qua cửa ra vào của Khu vực trên:

Các khu vực khác được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel và được trình bày thành Bảng 2.10

Bảng 2.10 Nhiệt truyền qua cửa các khu vực

Khu vực/phòng Diện tích cửa Q22c m2 W

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 25,76 278,52

2.5.3 NHIỆT TRUYỀN QUA KÍNH CỬA SỔ

Hệ số truyền nhiệt của khu vực trên (được tra theo tài liệu [1]): k =5,89 W/m²K

Nhiệt truyền qua kính của phòng trên:

Với như cách tính toán bên trên, các khu vực khác được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel và trình bày thành Bảng 2.11

Bảng 2.11 Nhiệt truyền qua kính cửa sổ các khu vực

Khu vực/phòng Hệ số truyền nhiệt Diện tích kính Nhiệt truyền qua kính

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 5,89 158,57 9900,188

TÍNH TOÁN NHIỆT TRUYỀN QUA NỀN

Vì khu vực trung tâm mua sắm tầng 2 có nền không tiếp xúc với không gian không điều hòa, nên ta lựa chọn khu vực trung tâm mua sắm tầng 1 để tính toán Hiệu nhiệt độ truyền qua nền (nền tiếp xúc với không gian không điều hòa) là 5,3 o C Hệ số truyền nhiệt của nền của khu vực trung tâm mua sắm tầng 1 tiếp xúc với không gian không điều hòa ở tầng hầm: k=2,78 W/m²K (với sàn bê tông dày 150 mm có lớp vữa ở trên 25 mm, có lót gạch Vinyl 3mm, hệ số được chọn vào mùa hè)

Bảng 2.12 Nhiệt truyền qua nền khu vực tầng 1

Khu vực/ phòng Diện tích

NHIỆT TỎA DO ĐÈN CHIẾU SÁNG

Mật độ chiếu sáng của khu vực trung tâm mua sắm tầng 1 (Tài liệu [6], Theo Tiêu chuẩn Ashrae 90,1-2016, đối với khu vực trung tâm mua sắm): LPD= 15,5 W/m²

Hệ số tác dụng tức thời của đèn (Tài liệu [1]): nt = 1, vì tổng thời gian bật điều hòa bằng với tổng thời gian bật đèn

Hệ số tác động đồng thời (Vì công trình là nhà cao tầng công sở): nđ = 0,85 Đối với bóng đèn huỳnh quang:

Nhiệt tỏa do chiếu sáng: Q 31 = n t n đ Q = 1.0,85.21545 = 18313,25 W

Bảng 2.13 Nhiệt tỏa qua đèn các khu vực

Khu vực/ phòng qđ nt Q31 (W)

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 15,5 1 12269,22

NHIỆT TỎA DO MÁY MÓC

Nhiệt tỏa do máy và dụng cụ dùng điện như tivi, radio, máy tính, máy sấy tóc, bàn là… trong gia đình hoặc văn phòng là các loại không dùng động cơ điện có thể tính như nguồn nhiệt tỏa của đèn chiếu sáng:

Trong đó Ni là công suất điện được ghi trên dụng cụ điện (W)

Nhiệt tỏa do máy móc dùng động cơ điện như quạt gió trong hệ thống ống gió hoặc các phân xưởng sản xuất như máy dệt, máy kéo sợi, máy in, máy cuốn thuốc lá, máy chế biến chè… sẽ được chia ra 3 trường hợp để tính toán như sau: a) Độngn cơ điện và máy móc đều nằm trong phòng điều hòa với công suất định mức

N, W và hiệu suất động cơ n đầy tải, nhiệt tỏa ra thì toàn bộ năng lượng cung cấp cho động cơ điều biến thành nhiệt nên: Q 32 = N n b) Động cơ điện nằm bên ngoài còn máy được động cơ dẫn động nằm ở trong phòng điều hòa nên nhiệt tỏa trong phòng chỉnh bằng công suất định mức: Q 32 = N c) Động cơ điện nằm bên trong phòng điều hòa còn máy dẫn động nằm ở ngoài nên nhiệt tỏa trong phòng chỉ là: Q 32 = N n − N Công suất của các thiết bị điện được trình bày qua Bảng 2.14 và Bảng 2.15

Bảng 2.14 Công suất của thiết bị điện không dùng động cơ điện

THIẾT BỊ KHÔNG DÙNG ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Bảng 2.15 Công suất của thiết bị điện sử dụng động cơ điện

THIẾT BỊ DÙNG ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Số lượng thiết bị có trong khu vực khu vực được trình bày qua Bảng 2.16

Bảng 2.16 Số lượng thiết bị điện có trong khu vực

Vậy tổng nhiệt tỏa do máy móc có trong khu vực là:

Hệ số sử dụng đồng thời lớn nhất tra Bảng 2.17 QCVN09 – 2013, Tài liệu [9], cho toàn bộ công trình là: k s =0,8

Vậy tổng nhiệt tỏa sau khi sử dụng hệ số đồng thời:

Bảng 2.17 Nhiệt tỏa do máy móc các khu vực

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 10700 TẦNG 1 - CỬA HÀNG COFFEE 8697,4

TẦNG 2 - TRUNG TÂM MUA SẮM 13635 TẦNG 3 - TRUNG TÂM MUA SẮM 17880

TẦNG 4 - TRUNG TÂM MUA SẮM 17880

TẦNG 5 - TRUNG TÂM MUA SẮM 17880 TẦNG 6 & 7 - SẢNH THANG 224

NHIỆT TỎA DO NGƯỜI

Dựa theo tiêu chuẩn Ashrae 62,1-2013 (Tài liệu [5]), lựa chọn mật độ người cho khu vực ăn uống của trung tâm mua sắm: 6 m²/người

Hệ số tác dụng tức thời (tài liệu [1], tra dựa trên gs): nt = 1, lựa chọn tính toán trường hợp bất lợi nhất cho công trình

Hệ số tác động không đồng thời (tài liệu [1], với công trình cỡ lớn): nđ = 0,9

Nhiệt tỏa ra trung bình của mỗi người (tài liệu [1], đối với nhiệt độ điều hòa là 25 o C, với khu vực là trung tâm mua sắm

Nhiệt hiện do người tỏa ra: Q h = nn t n đ q h = 186.1.0,9.70 = 11718 W

Nhiệt ẩn do người tỏa ra: Q â = nq â = 186.60 = 11160 W

Tổng nhiệt lượng do người tỏa ra trong khu vực:

Bảng 2.18 Nhiệt tỏa do người các khu vực

Khu vực/ phòng qh qâ Q4

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 70 60 13776

NHIỆT TỎA DO GIÓ TƯƠI MANG VÀO

Lưu lượng không khí tươi cần thiết cho một người (Tài liệu [5], Đối với khu vực là trung tâm mua sắm): l = 7,8 l/người

Nhiệt hiện do gió tươi mang vào khu vực:

Nhiệt ẩn do gió tươi mang vào khu vực:

Tổng nhiệt tỏa do gió tươi mang vào:

Bảng 2.19 Nhiệt tỏa do gió tươi mang vào các khu vực

Khu vực/ phòng qh qâ Q4

NHIỆT TỎA DO GIÓ LỌT

Không gian điều hòa được làm kín để chủ động kiểm soát được lượng gió tươi cấp cho phòng nhằm tiết kiểm năng lượng nhưng vẫn có hiện tượng rò lọt không khí qua khe cửa sổ, cửa ra vào và khi mở cửa do người ra vào, Hiện tượng này xảy ra càng mạnh khi chênh lệch nhiệt độ trong nhà và ngoài trời càng lớn, Khí lạnh có xu hướng thoát ra ở phía dưới cửa và khí nóng ngoài trời lọt vào phía trên,

Tuy nhiên, nếu coi gió lọt là một thành phần của gió tươi thì Q5h và Q5â đã có trong thành phần QhN và QâN nên không tính cho tải lạnh của hệ thống điều hòa không khí nữa,

TỔNG TẢI CỦA CÁC KHU VỰC

Tổng phụ tải lạnh được tính toán theo phương pháp Carrier:

Các thành phần nhiệt của các phòng còn lại sẽ được tính toán tương tự và được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel 2019 và được tổng kết lại theo bảng 2.20:

Bảng 2.20 Thành phần tải và tổng tải các khu vực

Khu vực/ phòng sl Q11 Q21 Q22 Q23 Q31 Q32 Q4 QN Tổng tải

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 1 3093,7 - 14973 10977 12269 10700 13776 52730,49 118,519

TẦNG 2 - TRUNG TÂM MUA SẮM 1 6040,7 - 22020 - 18313 13635 22878 87570,29 170,457

Mật độ tải của từng khu vực được trình bày qua Bảng 2.21

Bảng 2.21 Mật độ tải các khu vực

Bảng 2.22 Thành phần các phụ tải lạnh của công trình

Khu vực/ phòng Diện tích sl Tổng tải kW

TẦNG 1 - TRUNG TÂM MUA SẮM 745 1 118,519 159,09

Hình 2.2 Biểu đồ tải của công trình

PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN

HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA WATER CHILLER

Hệ thống điều hòa không khí trung tâm Water Chiller là một hệ thống sử dụng nước để làm chất tải lạnh, là hệ thống điều hòa gián tiếp bằng nước lạnh với máy làm lạnh nước và các dàn lạnh FCU và AHU, năng suất lạnh thường từ 100 tấn lạnh trở lên

Hình 3.1 Mô phỏng hệ thống Water Chiller 3.1.2 PHÂN LOẠI Đối với việc phân loại Chiller có rất nhiều cách, bao gồm những cách sau:

- Thứ nhất, Chiller được phân loại theo máy nén (gồm Piston, trục vít, ly tâm…)

- Thứ hai, phân loại theo thiết bị ngưng tụ giải nhiệt nước (Water-cooled), hay giải nhiệt gió (Air-cooled)

- Thứ ba, phân loại theo thiết bị hồi nhiệt (heat recovery), loại lưu lượng qua bình bốc hơi không thay đổi hay thay đổi lưu lượng nước…

Hệ thống Water Chiller được cấu tạo bởi:

‑ Máy làm lạnh nước (Water Chiller) hay máy sản xuất nước lạnh

‑ Hệ thống ống dẫn nước

‑ Hệ thống nước giải nhiệt

‑ Nguồn nhiệt để sưởi ấm dùng để điều chỉnh độ ẩm và sưởi ấm mùa đông thường do nồi hơi nước nóng hoặc thanh điện trở cung cấp

‑ Các dàn trao đổi nhiệt đẻ làm lạnh hoặc sưởi ấm không khí bằng nước nóng FCU (Fan Coil Unit) hoặc AHU (Air Handling Unit)

‑ Hệ thống gió tươi, gió hồi, vận chuyển và phân phối không khí

Hình 3.2 Nguyên lý hoạt động Chiller

Vòng tuần hoàn nước thứ nhất (hệ hở): Nước giải nhiệt được bơm bơm từ tháp giải nhiệt về bình ngưng tụ để giải nhiệt cho môi chất lạnh đang ở nhiệt độ cao Sau khi giải nhiệt xong chúng sẽ quay trở lại tháp giải nhiệt để làm mát về nhiệt độ ban đầu thông qua việc trao đổi nhiệt với không khí ngoài trời và lại lặp lại chu trình

Vòng tuần hoàn nước thứ hai (hệ kín): Nước lạnh được bơm từ bình bay hơi vào thiết bị trao đổi nhiệt như AHU, FCU,… để làm lạnh không khí Rồi sau đó quayvề bình bay hơi để nhả nhiệt về nhiệt độ ban đầu thông qua trao đổi nhiệt với gas lạnh và tiếp tục lặp lại chu trình

Vòng tuần hoàn môi chất lạnh: Chu trình lạnh cơ bản có một cấp nén

Vòng tuần hoàn của hệ thống ống gió thổi vào phòng điều hòa.

Công suất dao động lớn, hệ thống hoạt động ổn định và có tuổi thọ cao

Hệ thống ống nước gọn nhẹ, cho phép lắp đặt trong các tòa nhà cao tầng

Ngoài ra, hệ thống còn có nhiều cấp giảm tải, cho phép điều chỉnh công suất theo phụ tải bên ngoài và do đó tiết kiệm điện năng khi non tải Một máy thường có từ 3 đến 5 cấp giảm tải Đối với hệ thống lớn, người ta sử dụng nhiều cụm máy nên tổng số cấp giảm tải lớn hơn nhiều

Thích hợp với các công trình lớn hoặc rất lớn

Tiết kiệm điện năng nên tiết kiệm được chi phí

Nhiệt độ ổn định, công suất phù hợp theo yêu cầu của khách hàng

Hình 3.3 Phòng máy Water Chiller

Lắp đặt và vận hành tương đối phức tạp, yêu cầu thợ lành nghề

Một số hệ thống phải mất không giam vị trí đặt máy dưới tầng hầm

Phải có phòng máy riêng cho hệ thống

Phải có người chuyên trách phục vụ

Vận hành, sửa chữa và bảo dưỡng tương đối phức tạp

Tiêu thụ điện năng cho một đơn vị công suất lạnh cao, đặc biệt khi non tải

HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA VRV, VRF

VRV là viết tắt của từ tiếng Anh “Variable Refrigerant Volume” Hệ thống điều hòa trung tâm VRV là kiểu hệ thống máy lạnh dành cho các tòa nhà cao tầng, các công trình diện tích sử dụng lớn Daikin là nhà sản xuất điều hòa không khí đầu tiên đã phát minh ra hệ thống máy điều hòa trung tâm và cho đến nay đã được hơn 20 năm

Hình 3.4 Sơ đồ hệ thống VRV/VRF

Hệ thống VRV/VRF phân làm 5 loại bao gồm:

- Hệ thống dàn lạnh điều hòa trung tâm castle âm trần

- Hệ thống dàn lạnh điều hòa trung tâm VRV/VRF nối ống gió

- Hệ thống dàn lạnh điều hòa trung tâm treo tường

- Hệ thống dàn lạnh trung tâm đặt sàn

- Hệ thống dàn lạnh trung tâm áp trần

Dàn nóng VRV : Dàn nóng VRV là thiết bị quan trọng nhất trong hệ thống VRV Trong dàn nóng sẽ bao gồm máy nén, van tiết lưu, dàn ống đồng trao đổi nhiệt, quạt dàn nóng Một tổ dàn nóng có thể là kết hợp giữa nhiều module dàn nóng Đường ống đồng : Đường ống đồng Đường ống đồng có chức năng phân phối gas từ dàn nóng tới các FCU

Bộ chia gas : Để phân chia gas lạnh cho nhiều FCU, chúng ta cần sử dụng 1 bộ chia, tách đường ống thành 2 hướng rẽ để phân phối gas

Dàn lạnh FCU : FCU là viết tắt của Fan coil Unit Có thể hiểu là thiết bị máy điều hòa không khí, dùng làm lạnh cho các không gian cần điều hòa

Dàn nóng : Dàn nóng có chức năng làm lạnh môi chất lạnh (gas) Trong dàn nóng có các bộ phận quan trọng đó là máy nén, van tiết lưu, dàn coil, quạt dàn nóng Gas sẽ được máy nén nén ở nhiệt độ cao, áp suất cao Sau khi đi qua van tiết lưu, gas sẽ chuyển trạng thái sang nhiệt độ thấp áp suất thấp Gas ở nhiệt độ thấp này sẽ được chuyển đi các giai đoạn tiếp theo Quạt dàn nóng chỉ có chức năng làm mát cho các thiết bị bên trong dàn nóng, tránh trường hợp quá nhiệt gây hỏng hóc

Hình 3.5 Nguyên lý làm việc của dàn nóng điều hòa Đường ống đồng và bộ chia gas : Đường ống đồng và bộ chia gas có chức năng phân phối gas lạnh tới các FCU

Dàn lạnh FCU : dàn lạnh FCU là đầu cuối trong nguyên lý làm việc của hệ thống VRV Cấu tạo của FCU cũng rất đơn giản Trong FCU sẽ bao gồm 3 bộ phận chính là dàn coil ống đồng, quạt gió và bộ mạch điều khiển Sau khi gas lạnh qua ống đồng, nó sẽ làm lạnh không khí xung quanh ống đồng đó Không khí lạnh này sẽ được quạt gió thổi ra bên ngoài làm mát không gian phòng

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

Công suất dàn nóng lắp ghép các module nên dễ dàng thay đổi kích thước để đáp ứng yêu cầu thiết kế

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

Dàn lạnh với dãy công suất đa dạng, dễ dàng trong việc thiết kế và lựa chọn thiết bị

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

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

Bảo trì bảo dưỡng dễ dàng hơn hệ thống Water Chiller

Tuy rằng chiều dài ống gas cho phép dài nhưng vẫn có giới hạn nên chỉ phù hợp các dự án có công suất dưới < 1000 kW 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 dàn nóng Các dàn lạnh thường có công suất chủ yếu dưới 30HP nên hạn chế với các dự án có không gian rộng như trung tâm thương mại, siêu thị,…

Có khả năng rò rỉ môi chất gas trong tòa nhà nếu đường ống được hàn không cẩn thận hoặc kiểm tra không cẩn thận.

SO SÁNH HỆ THỐNG VRV/VRF VỚI HỆ THỐNG WATER CHILLER

Dựa vào các đặc điểm kỹ thuật, ưu nhược điểm của hai hệ thống VRV/VRF và hệ thống Water Chiller, ta lập bảng so sánh để đưa ra lựa chọn hệ thống cho công trình:

Bảng 3.1 So sánh hệ thống VRV/VRF và Water Chiller

STT SO SÁNH VRV/VRF WATER CHILLER

Nhỏ hơn so với Water chiller, sử dụng cho các công trình vừa và nhỏ

Dải công suất lạnh tương đối lớn, sử dụng cho các công trình lớn

Không cần phòng máy, dàn nóng đặt trên mái hoặc ngoài trời

Cần có phòng máy để đặt Chiller, bơm

3 Vốn đầu tư Tương đương Tương đương

Khả năng rò rỉ môi chất lạnh

Có khả năng rò rỉ nếu không được kiểm tra hoặc hàn cẩn thận

Trung bình vì tốc độ quay cao Cao vì tốc độ quay nhỏ

6 Mức độ tiêu thụ điện

Thấp hơn hệ thống Water

7 Thời gian thi công Ngắn vì đơn giản Kéo dài vì tương đối phức tạp

Công tác vận hành bảo dưỡng Đơn giản Phức tạp

9 Độ ồn Thấp vì thiết bị nhỏ Cao vì thiết bị lớn

KẾT LUẬN

Dựa vào bảng so sánh và những đặc điểm kỹ thuật của hai hệ thống lạnh trên, lựa chọn hệ thống làm lạnh Water Chiller cho công trình.

PHÂN TÍCH HỆ THỐNG WATER CHILLER

Môi chất lạnh (còn gọi là tác nhân 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

Theo các nhà khoa học, môi chất hiện đang được sử dụng trong các loại máy lạnh có máy nén hơi là một trong những nguyên nhân gây ra việc hủy hoại tầng Ozon và làm gia tăng nhiệt độ của bầu khí quyển Nên việc lựa chọn tác nhân lạnh sao cho vừa thỏa mãn yêu cầu về kỹ thuật vừa đáp ứng yêu cầu bảo vệ môi trường, và bài toán về kinh tế là hết sức cần thiết Do những ảnh hưởng nghiêm trọng đến môi trường của các tác nhân lạnh loại CFC và HCFC (gây hiệu ứng nhà kính và phá hủy tầng ozon) như R11, R12, R22,… nên sẽ không sử dụng chúng trong công trình này Ta sẽ chọn tác nhân lạnh không có hoặc có ảnh hưởng rất ít đến môi trường và đang được sử dụng hiện nay trong các thiết bị làm lạnh với tư cách thay thế cho các tác nhân lạnh truyền thống Tác nhân lạnh sử dụng trong các thiết bị máy lạnh phải thỏa mãn các yêu cầu sau:

‑ Tính nhiệt động: đặc tính nhiệt động tốt, hiệu suất lạnh cao trong chu trình lạnh

‑ Tính hóa lý: có tính trơ, không độc hại, không ăn mòn kim loại

‑ Hệ số dẫn nhiệt lớn

‑ Không độc hại với con người và cá thể sống

‑ Tính kinh tế: rẻ tiền, dễ kiếm

‑ Tính môi trường: không gây huỷ hoại tầng ozon và hiệu ứng nhà kính

‑ 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

Không gây ảnh hưởng tới môi trường Không gây cháy nổ, không độc hại Không ăn mòn vật liệu chế tạo máy Có tính chất nhiệt động tốt Hòa tan tốt trong dầu bôi trơn

‑ Áp suất làm việc của R134a tương đối cao nên cần chú ý tới việc đảm bảo độ kín cho hệ thống để tránh rò rỉ

‑ Tính chất nhiệt động của R134a rất giống với tính chất nhiệt động của R22, nhất là trong vùng có nhiệt độ trung bình, do đó việc thay thể R22 bằng R134a là điều rất dễ triển khai và có thể thực hiện hầu hết các ứng dụng kỹ thuật lạnh có nhiệt độ trung bình và trong điều hòa không khí

‑ R32 hay còn gọi là HFC32 (Difluoromethane) là một hợp chất hữu cơ có công thức hóa học CH2F2

‑ Là loại gas đạt được tiêu chuẩn khí thải GWP (550) thấp hơn nhiều lần so với loại gas R410A (1980) giúp giảm lượng khí thải lên đến 75%, đáp ứng được yêu cầu bảo vệ môi trường, chống được sự gia tăng nhiệt dẫn đến hiệu ứng nhà kính

‑ Với độ tinh khiết cực cao, và không gây mùi hôi khi sử dụng trong thời gian dài

Dễ dàng phân hủy khi nhiệt độ trên 250 ℃, khi đó chúng sẽ sinh ra chất độc Hydroflouric Acid (HF) và hợp chất Carbonyl Halides

‑ Lượng gas của R32 trong không khí quá nhiều sẽ làm giảm đi nồng độ Oxy dễ dàng gây ngạt thở

Từ sự phân tích tính chất, ưu nhược điểm và phạm vi ứng dụng công trình có phụ tải lạnh lớn, khối lượng môi chất sử dụng trong các chiller lớn, ta chọn loại gas R134a có tính chất nhiệt động tốt, an toàn (không cháy, không độc) và tương đối thân thiện với môi trường

Máy nén lạnh là một bộ phận rất quan trọng trong hệ thống lạnh có sử dụng máy nén hơi, với nhiệm vụ là hút hơi tác nhân lạnh từ bình bốc hơi có áp suất thấp po, nhằm duy trì áp suất không đổi trong bình bốc hơi và nén hơi đến áp suất ngưng tụ pk trong bình ngưng tụ Thông thường người ta sẽ phân loại máy nén lạnh thành hai loại chính là máy nén kiểu động học và máy nén kiểu thể tích:

‑ Máy nén động học: làm việc theo nguyên lí áp suất của môi chất lạnh được tăng lên nhờ biến đổi động năng thành thế năng áp suất Máy nén động học bao gồm 2 loại chính: máy nén ly tâm, máy nén ejector

‑ Máy nén thể tích: hoạt động theo nguyên lí giảm thể tích của hơi tác nhân lạnh ở bên trong máy nén nhờ các cơ cấu thích hợp để gia tăng áp suất của môi chất, gồm các loại chính: máy nén piston, máy nén trục vít, máy nén rotor, máy nén, xoắn ốc

Dưới đây là một số loại máy nén thông dụng sử dụng trong điều hòa không khí

Máy nén xoắn ốc (Scroll compressor)

Máy nén xoắn ốc là máy nén dùng 2 đĩa xoắn ốc lồng vào nhau để nén môi chất lạnh Đĩa ở trên cố định trong khi đĩa ở dưới di chuyển theo quỹ đạo lệch tâm Hai đĩa xoắn này được đặt ăn khớp vào nhau tạo thành các túi dạng hình lưỡi liềm Môi chất lạnh được dẫn vào khoảng trống do hai đĩa xoắn tạo ra Hai đĩa khép dần từng nấc và dần tiến vào tâm của hình xoắn ốc, thể tích nhỏ dần tạo ra áp suất lớn, khi đến tâm thì môi chất được nén và đẩy qua cổng đẩy ở tâm của xoắn ốc tĩnh Máy nén xoắn ốc hoạt động rất yên tĩnh, các bộ phân hoạt động một cách trơn tru và hiệu suất cao nhất trong các loại máy nén

Hình 3.6 Máy nén xoắn ốc

Máy nén trục vít (Screw compressor)

Máy nén khí trục vít hoạt động theo nguyên lý ăn khớp, với hai trục vít (hình xoắn): trục vít đực, trục vít cái được đặt trong một khoang chứa Khi hai trục vít quay (ngược chiều nhau) sẽ tạo ra khoảng chân không hút không khí đi vào, môi chất lạnh sau khi nén sẽ đi đến cửa xả

Hình 3.7 Máy nén trục vít

Không có các chi tiết chuyển động tịnh tiến và các lực quán tính kèm theo nên độ ồn giảm xuống Chúng có độ tin cây cao, tốc độ quay nhanh từ 1500 đến 12000 vòng/phút nên kích thước máy nhỏ gọn Các tổn thất áp suất đầu đẩy và đầu hút đều nhỏ vì không có xupap, không có hiện tượng va đập thủy lực Có thể làm việc với nhiều tác nhân lạnh khác nhau mà không cần phải thay đổi nhiều về cấu tạo, điều chỉnh công suất

Rất kinh tế nhờ sự thay đổi được tốc độ quay của máy nén linh hoạt, tỉ số nén không bị ảnh hưởng bởi tốc độ quay Khả năng gây ồn ít hơn so với loại máy nén piston Tuy nhiên, máy nén trục vít gặp khó khăn ở những môi trường hoạt động ô nhiễm, tốc độ quay cao và vòng đời kỳ vọng thấp hơn các thiết kế khác

Máy nén ly tâm (Centrifugal Compressor)

Máy nén ly tâm hoạt động theo nguyên lý động lực học (nguyên lý bảo toàn năng lượng): chuyển đổi năng lượng từ dạng này sang dạng khác, cụ thể chuyển đổi từ động năng (vận tốc) sang thế năng (áp suất)

TÍNH TOÁN CHỌN THIẾT BỊ

TÍNH TOÁN LỰA CHỌN FCU, AHU, PAU

Trong mục 4.1 này ta sẽ tính toán lựa chọn cho phòng điển hình: khu vực trung tâm mua sắm tầng 1 Các phòng còn lại sẽ được tính toán tương tự bằng phần mềm Microsoft Excel 2019 và được thống kê bằng bảng biểu

4.1.1 GIỚI THIỆU VỀ AHU, FCU, PAU

AHU là một thiết bị trao đổi nhiệt được sử dụng trong hệ thống HVAC hoặc các xưởng công nghiệp, nơi mà có yêu cầu cao về phòng sạch như: ngành dược phẩm, mỹ phẩm, công nghệ điện tử Ngày nay, hệ thống AHU được phổ biến rất nhiều trong các toà nhà thương mại, trung tâm thương mại lớn có hệ thống chiller trung tâm Cũng có thể hiểu nó là một thiết bị tiền xử lý kiểu như PAU tại các địa điểm như hành lang hay hội trường lớn,…Cấu tạo AHU bao gồm:

Hình 4.1 Cấu tạo của một AHU

FCU tên đầy đủ là Fan-Coil Unit, là một thiết bị xử lý không khí, là một phần của hệ thống HVAC (hệ thống sưởi ấm, thông gió và điều hòa không khí) sử dụng ống gió mềm cách nhiệt trong các tòa nhà dân cư, tòa nhà thương mại hay công trình công nghiệp FCU cũng giống như AHU là một thiết bị xử lý không khí nhưng có cấu tạo đơn giản và có kích thước nhỏ hơn Cấu tạo của FCU bao gồm:

Hình 4.2 Cấu tạo của FCU PAU (Primary Air Unit)

PAU là từ viết tắt của Primary Air Units chỉ một loại thiết bị dùng để xử lý không khí tươi sơ bộ Không khí đi ra sẽ được đưa vào AHU hay FCU sau đó hòa trộn khí sau đó cấp vào phòng sạch Ở nhiều công trình có thể gặp phải trường hợp lấy gió tươi vào phòng rất khó khăn, vì vậy người ta phải dùng một chiếc quạt gió để tập chung lại và lấy gió tươi Khi gió tươi lấy từ ngoài môi trường như vậy thường rất nóng Để giảm nhiệt độ của không khí tươi xuống, người ta sẽ dùng PAU để giảm nhiệt độ gió tươi nên thường thiết bị PAU phải có cột áp lớn

Hình 4.3 Cấu tạo của PAU

4.1.2 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN AHU CHO KHU VỰC Ở đây ta tính toán cho khu vực điển hình là trung tâm mua sắm tầng 2, các tầng còn lại được tính toán tương tự và thống kê bằng bảng biểu

Nhiệt tải AHU khu vực: GTH = Q0 = 170457,3 W

Phụ tải nhiệt ẩn của khu vực: RLH = Q4â = 11160 W

Phụ tải nhiệt hiện của khu vực:

RSH = GTH − (RLH + Q hN + Q aN )

Hệ số đi vòng: BF = 0,05

Nhiệt hiện hiệu dụng của khu vực trên:

Nhiệt ẩn hiệu dụng của khu vực trên:

Hệ số nhiệt hiệu dụng của khu vực trung tâm mua sắm:

72649,72 + 14615,81= 0,83 Nhiệt độ đọng sương của thiết bị ứng với khu vực trên (Tài liệu [2]): t ADP = 13,5℃

Lưu lượng gió cấp vào khu vực:

Lưu lượng gió tươi cần cấp vào khu vực: L t = l n = 186.7,8 = 1450,8 l/s

Lưu lượng gió hồi về AHU: L h = L − L t = 4939,01 − 873,6 = 4618,52 l/s

Xác định các điểm trạng thái của không khí:

• Điểm số 4: Trạng thái không khí gió tươi ngoài trời trước khi đi vào AHU t 4 = 34,6℃, φ 4 = 74%

• Điểm số 3: Trạng thái không khí trong không gian điều hòa không khí t 3 = 24℃, φ 4 = 55%

• Điểm số 1: Trạng thái không khí đã được hòa trộn để đi vào AHU t 1 =t 4 L t + t 3 L h

• Điểm số 6: Trạng thái không khí tại điểm đọng sương:

Sử dụng phần mềm Psychrometric Analysis để tìm các thông số của điểm số

6 với t 6 = 13,5℃, φ 4 = 100% có được các thông số còn lại I 6 = 38,03 kJ/kg, d 6 = 9,68 ghn/kgkkk

• Điểm số 2: Trạng thái không khí sau khi ra khỏi dàn coil AHU t 2 = t 6 + BF(t 1 − t 6 ) = 13,5 + 0,05(26,4 − 13,5) = 14,15 ℃ d 2 = d 6 + BF(d 1 − d 6 ) = 9,68 + 0,05(14,1 − 9,68) = 9,901 ghn/kgkkk

Hình 4.4 Đồ thị biểu diễn các trạng thái không khí trung tâm thương mại tầng 2

Từ các tính toán và yêu cầu trên, lựa chọn AHU hãng FRIMEC với các thông số sau:

Bảng 4.1 Thông số AHU đã chọn

Công suất lạnh của AHU 183,3 kW

Lưu lượng gió cấp 7208 l/s Áp suất tĩnh bên ngoài 370 Pa

Tổn thất áp của nước qua coil 95,9 kPa

4.1.3 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN PAU CHO CÁC KHU VỰC

Khi lựa chọn PAU cần lưu ý chọn sao cho công suất và lưu lượng gió tươi, lưu lượng nước sau khi qua PAU phải đủ hoặc dư so với công suất và lưu lượng gió tươi, lưu lượng nước PAU đang cần

Không khí trước khi đi vào AHU được qua PAU để làm lạnh sơ bồ xuống khoảng 8 ÷

9 ℃ (việc lựa chọn thông số này phụ thuộc vào người thiết kế và nhà thầu), và được lọc bụi, côn trùng trước khi gió tươi đi vào AHU Ở công trình này, lựa chọn tính toán PAU cho hai khu vực nhà hàng ở tầng 1 và tầng

8, lựa chọn phương án một PAU chung cho cả hai khu vực trên

Bảng 4.2 Lưu lượng gió tươi cần cấp cho khu vực

Khu vực Số lượng người

Lưu lượng gió tươi/người l/s

Lưu lượng gió tươi khu vực l/s

Tổng lưu lượng gió tươi cần cung cấp cho 2 không gian nhà hàng tiệc cưới:

Trạng thái không khí vào PAU (điểm 4): t′ PAU = t n = 34,6℃; I n = 101,9 kJ kg⁄

Thông thường ta hay chọn độ làm lạnh không khí của PAU là ∆t = 8 ÷ 9℃, vậy suy ra nhiệt độ gió tươi sau khi ra khỏi PAU là: t" PAU = 34,6 − (8 ÷ 9) = 25,6 ÷ 26,6℃

Chọn không khí ra khỏi coil (điểm 2): t" PAU = 26℃, chọn φ" = 95% Điểm trạng thái không khí sau PAU có thông số như sau:

Suy ra phụ tải lạnh cho PAU để làm lạnh không khí:

Bảng 4.3 Thông số kỹ thuật PAU cho công trình

Nhiệt độ gió vào – ra (℃) 34,6 – 26

Nhiệt độ nước vào – ra (℃) 7 – 12

Tính toán công suất lạnh cho từng khu vực

Do các khu vực có sử dụng PAU để làm lạnh sơ bộ không khí trước khi cấp vào AHU nên ta sẽ tính lại lượng nhiệt do gió tươi mang vào tại 2 khu vực nhà hàng tiệc cưới tầng 1 và tầng 8, ta chỉ tính toán lại khu vực nhà hàng tiệc cưới tầng 1, khu vực nhà hàng tiệc cưới tầng 8 sẽ được tính toán tương tự

Thông số gió tươi trước khi vào AHU (sau PAU):

Thông số không khí trong không gian điều hòa không khí:

Nhiệt hiện gió tươi mang vào phòng:

Nhiệt ẩn gió tươi mang vào phòng:

Tổng nhiệt do gió tươi mang vào sau khi qua xử lý sơ bộ:

Tổng nhiệt do gió tươi mang vào được tính ở trên:

Lượng nhiệt do PAU làm lạnh sơ bộ:

Tổng phụ tải lạnh khi có PAU làm lạnh sơ bộ:

Tính toán tương tự cho khu vực nhà hàng tiệc cưới tầng 8, ta được các thông số:

Nhiệt hiện gió tươi mang vào phòng:

Nhiệt ẩn gió tươi mang vào phòng:

Tổng nhiệt do gió tươi mang vào sau khi qua xử lý sơ bộ:

Lượng nhiệt do PAU làm lạnh sơ bộ:

Tổng phụ tải lạnh khi có PAU làm lạnh sơ bộ:

Lưu lượng gió ở các khu vực khác được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel mà được trình bày ở Bảng 4.3

Bảng 4.4 Lưu lượng gió các khu vực

4.1.4 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN FCU CHO KHU VỰC VĂN PHÒNG

Khi chọn FCU cho công trình ta phải chú ý đảm bảo được công suất lạnh và lưu lượng gió cấp của dàn lạnh phải lớn hơn hoặc bằng với phụ tải lạnh và lưu lượng gió cấp đã tính toán ở trên

Số lượng FCU cho văn phòng tầng 6 là: n = 11 máy

Năng suất lạnh một FCU của khu vực văn phòng tầng 6 là:

Dựa vào tải lạnh Q0 của FCU, ta lựa chọn máy cho khu vực này là FCU của hãng FRIMEC có các thông số như sau:

TÍNH TOÁN LỰA CHỌN CHILLER

4.2.1 LỰA CHỌN SỐ LƯỢNG VÀ TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT

Các tiêu chuẩn để đảm bảo hệ thống điều hòa không khí Chiller giải nhiệt nước có tuổi thọ cao nhất được tham khảo theo tiêu chuẩn Ashrae (Tài liệu [8] và Tài liệu [4]):

Bảng 4.5 Tiêu chuẩn số lượng Chiller theo tiêu chuẩn Ashrae

Tổng năng suất lạnh Số lượng Chiller

> 1055 kW và < 2110 kW 2 Chiller công suất như nhau

≥ 2110 kW Tối thiểu 2 Chiller với công suất mỗi Chiller phải như nhau đồng thời không có Chiller nào vượt mức 800RT

Với tiêu chuẩn Bảng 4.5, ta lựa chọn 2 Chiller chạy chính, 1 Chiller chạy dự phòng

Nếu có một trong hai Chiller bị trục trặc hoặc phải dừng bảo trì, thì Chiller dự phòng sẽ hoạt động để đảm bảo hệ thống vẫn hoạt động ổn định

4.2.2 LỰA CHỌN THÔNG SỐ TÍNH TOÁN

VỀ PHÍA BÌNH BAY HƠI

Nhiệt độ nước sau khi ra khỏi bình bay hơi: t A1 =7℃

Nhiệt độ nước lạnh từ FCU, AHU, PAU vào bình bay hơi: t A2 ℃

Nhiệt độ trung bình của nước lạnh: t A = 7+12

Dựa theo catalogue của hãng thì nhiệt độ sôi của môi chất lạnh chênh lệch với nhiệt độ nước khi ra khỏi bình bay hơi là 2 – 3 ℃: t 0 = 7 − 3 = 4℃

VỀ PHÍA THÁP GIẢI NHIỆT

Nhiệt độ không khí giải nhiệt: t gn = 34,6℃ Độ ẩm không khí giải nhiệt: φ = 74%

Nhiệt độ nhiệt kế ước của không khí giải nhiệt: t ưgn = 30,4℃

Nhiệt độ của nước giải nhiệt trước khi vào bình ngưng (Tài liệu [9], Nhiệt độ nước giải nhiệt trước khi vào bình ngưng cao hơn từ 3 − 5 0 C so với nhiệt độ nhiệt kế ướt tư của không khí ngoài trời): t n ′ = t ưgn + 4 o C = 30,4 + 4= 34,4 o C

Nhiệt độ của nước giải nhiệt sau khi ra khỏi bình ngưng (Tài liệu [9], Độ tăng nhiệt độ của nước giải nhiệt khi đi qua bình ngưng thường chọn từ 4 − 6 0 C): t n ′′ = t n ′ + 5 o C = 34,4 + 5 o C = 39,4 o C

Nhiệt độ trung bình của nước giải nhiệt: t w = 0,5(t n ′ + t n ′′ ) = 36,9 o C

Nhiệt độ ngưng tụ của môi chất lạnh (Tài liệu [9], Nhiệt độ ngưng tụ cao hơn nhiệt độ của nước ra bình ngưng từ 2 − 3 o C): t k = t n ′′ + 2 o C = 39,4 + 2 = 41,4 o C

4.2.3 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CHU TRÌNH LẠNH

Ta sử dụng phần mềm EES để tra các thông số của môi chất lạnh R134A ở từng trạng thái Các thông số của từng trạng thái được tổng hợp lại ở bảng sau:

Bảng 4.6 Các thông số trạng thái R134A Điểm trạng thái t ( o C) p (bar) h (kJ/kg) s (kJ/kgK)

Công nén đơn vị: w = h 2 – h 1 = 276,4 − 252,8 = 23,6 kJ/kg

Năng suất lạnh đơn vị: q 0 = h 1 – h 4 = 252,8 − 110,4 = 142,4 kJ/kg

Năng suất nhiệt đơn vị: q k = h 2 – h 3 = 276,4 − 110,4 = 166 kJ/kg

Lưu lượng khối lượng tác nhân lạnh: G f = Q 0CH q 0 = 809,3

142,4 = 5,68 (kg/s) Năng suất giải nhiệt: Q k = G f q k = 5,68.166 = 943,4 kW

Hệ số làm lạnh COP: COP = q 0 w = 142,4

Với các thông số tính toán ở trên, ta lựa chọn Chiller của hãng Tica với các thông số kỹ thuật sau:

- Thông số bình bay hơi (2 pass):

• Lưu lượng nước lạnh qua bình: 157 m 3 /h

• Tổn thấp áp suất: 53 kPa

- Thông số bình ngưng (2 pass):

• Lưu lượng nước qua bình ngưng: 184 m 3 /h

• Tổng thất áp suất: 49 kPa

TÍNH TOÁN VÀ CHỌN THÁP GIẢI NHIỆT

Tháp giải nhiệt dùng để làm mát nước từ bình ngưng của Chiller Nước sau khi qua tháp giải nhiệt sẽ được giảm xuống đến mức cần thiết và được tiếp tục bơm trở lại bình ngưng để giải nhiệt cho bình ngưng

Hình 4.5 Tháp giải nhiệt

Với hệ thống nước giải nước nhiệt bao gồm tháp giả nhiệt và bơm giải nhiệt và hệ thống nước tuần hoàn được lắp đặt để đưa nước giải nhiệt đi từ Chiller đến tháp và ngược lại Khi nguồn nước làm mát di chuyển qua hệ thống cần tản nhiệt, lúc này nước sẽ nóng lên và đi lên tháp Dựa vào nguyên lý tháp giải nhiệt, nước nóng được bố trí và rải đều từ trên xuống dưới, thông qua các bộ phận của tấm tản nhiệt Khi đó, các bộ phận cánh quạt và cửa nạp khí ở bên trên sẽ hút hết hơi nóng Nguồn hơi nước đi xuống các bộ phận để làm mát Sau khi dòng nước đó được làm mát và tiếp tục di chuyển theo hướng của bơm và đi vào bộ phận giải nhiệt để tạo thành vòng tuần hoàn liên tục Trong quá trình tản nhiệt nước, có một số lượng nước nóng sẽ bị tiêu hao do bay hơi, còn một lượng nước có sẵn với tác dụng châm nước tự động và một lỗ xả tràn nước Đối với tháp giải nhiệt loại tròn là khi khởi động, nước sẽ được phụ dạng tia từ trên xuống, thông qua hệ thống đầu phun và ống chia nước Lúc đó, thiết bị làm mát sẽ sử dụng nguồn không khí từ bên ngoài vào, đưa vào bên trong tháp ở cửa vào bên dưới đáy

Không khí sẽ di chuyển ngược lên phía trên, đi qua tấm tản nhiệt rồi tiếp xúc với nguồn nước, cuốn theo hơi nước nóng ra môi trường bên ngoài Sau đó, nước nóng từ dây chuyền sản xuất được đưa vào tháp hạ nhiệt và lặp lại quy trình làm mát như nguyên lý hoạt động của tháp giải nhiệt ban đầu

Hình 4.6 Nguyên lý hoạt động tháp giải nhiệt loại tròn

4.3.2 THÔNG SỐ ĐẦU VÀO CỦA THÁP GIẢI NHIỆT

Tính lại năng suất giải nhiệt theo công suất Chiller đã chọn:

6,03+ 915 = 1066,74 kW Lưu lượng khối lượng nước giải nhiệt cho bình ngưng:

Lưu lượng thể tích nước giải nhiệt cho bình ngưng:

993,5= 0,051 m 3 ⁄ = 51 l ss ⁄ Trong đó: Độ chênh lệch nước giải nhiệt trong bình ngưng:

Nhiệt dung riêng của nước: c p,w = 4,183 kJ/kgK

Khối lượng riêng của nước: ρ w = 993,5 kg/m 3

4.3.3 TÍNH TOÁN VÀ CHỌN THÁP GIẢI NHIỆT Độ chênh lệch Enthalpy của không khí vào và ra khỏi tháp giải nhiệt :

Trạng thái không khí vào tháp giải nhiệt: t 1 = t kk = 34,6℃ t u = 30,4℃ φ 1 = φ kk = 74%

I 1 = I kk = 101,9 kJ/kg d 1 = d kk = 26,17 g hơi nước kg⁄ không khí khô

Enthalpy của không khí ra khỏi tháp giải nhiệt:

Enthalpy của không khí ở trạng thái bão hòa bên trong tháp giải nhiệt, ứng với t w 36,9℃ là: I" w = 142,6 kJ/kg

Nhiệt độ không khí ra khỏi tháp giải nhiệt: t 2 = t 1 + (t w − t 1 ) I 2 − I 1

142,6 − 101,9 = 35,8 ℃ Độ chứa hơi của không khí khi ra khỏi tháp giải nhiệt:

2500,77 + 1,84.35,8 = 0,034 kghn/kgkkk Phương trình cân bằng chất trong hệ thống làm lạnh nước giải nhiệt (Tài liệu [12]):

G w2 : Lượng nước vào bình ngưng, kg/s

G w : Lượng nước đi vào hệ thống làm mát, kg/s

G w1 : Lượng nước sau khi làm lạnh và đi vào bình chứa, kg/s

G′: Lượng nước tổn thất do bốc hơi, kg/s

G′′: Lượng nước tổn thất do gió mang đi, kg/s

G x : Lượng nước xả để đảm bảo chất lượng nước cần thiết cho hệ thống, kg/s

G bs : Lượng nước bổ sung để bù đắp tất cả các tổn thất, kg/s Để bảo vệ thiết bị không bị đóng cáu cặn và bị hư hỏng, ta phải duy trì lượng nước ở một mức nhất định Lượng nước xả được tính với công thức như sau (Tr 341, Tài liệu [12]): g x = G x

Nếu sử dụng công thức trên để xác định lượng nước xả thì phải xử lý hóa học nước bổ sung trước khi cấp vào hệ thống để giảm bớt độ cứng chứa trong nước

Từ đó ta tính được lượng nước xối vào:

Công thức tính lượng nước tổn thất do gió mang đi (Tr 341, Tài liệu [12]): g" = G"

Lượng không khí thổi qua tháp:

Lượng nước tổn thất do bốc hơi:

Lượng nước cần bổ sung cho các tổn thất trên:

Tổng kết lại các thông số đã tính:

Lượng nước ra khỏi tháp giải nhiệt: G w2 = 51 kg/s

Lượng nước đi vào hệ thống làm mát: G w = 49,04 kg/s

Lượng nước tổn thất do bốc hơi: G ′ = 0,384 kg/s

Lượng nước tổn thất do gió mang đi:G" = 0,25 kg/s

Lượng nước bổ sung: G bs = 2,594 kg/s

Lượng không khí thổi qua tháp: G kk = 49,04 kg/s

Lựa chọn tháp giải nhiệt

Năng suất giải nhiệt: Q k = 1066,74 kW = 917231,3 kcal/h

Lưu lượng khối lượng nước giải nhiệt cho bình ngưng: G w2 = 51 kg/s

Lưu lượng thể tích nước giải nhiệt cho bình ngưng: V w2 = 3060 l/min

Lựa chọn tháp giải nhiệt với các thông số đã tính toán, ta lựa chọn tháp LIANG CHI bao gồm các thông số như sau:

Số lượng tháp: 2 tháp, mỗi tháp 1 cell

Lưu lượng nước: 3900 (l/min/tháp)

Công suất quạt gió: 10 HP x 1 quạt

Lưu lượng gió: 1850 m 3 /min/cell Đường kính quạt: 2970 mm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐƯỜNG ỐNG DẪN NƯỚC

GIỚI THIỆU CHUNG

Trong hệ thống điều hòa không khí sử dụng hệ thống Chiller giải nhiệt nước thì phải có các đường ống dẫn nước Hệ thống này bao gồm các đường ống, van, tê, cút, các phụ kiện khác và bơm nước

Hệ thống nước lạnh làm nhiệm vụ tải lạnh từ bình bay hơi tới các phòng trong mùa hè để làm lạnh phòng (và có thể thêm nhiệm vụ tải nhiệt từ nồi hơi hoặc bình ngưng của bơm nhiệt để sưởi ấm phòng vào mùa đông) Đối với hệ thống nước giải nhiệt (còn được gọi là hệ thống làm mát) có nhiệm vụ tải nhiệt từ bình ngưng lên tháp giải nhiệt để thải vào môi trường Nước sau khi được làm mát ở tháp lại quay về bình ngưng nên gọi là nước tuần hoàn Khi sử dụng nước thành phố hoặc nước giếng một lần rồi thải bỏ thì được gọi là nước không tuần hoàn

‑ Hệ thống đường ống dẫn nước gồm các phần sau:

‑ Ống dẫn nước (bao gồm ống chính, ống nhánh, ống nước bổ sung, ống góp,…)

‑ Bộ lọc (lọc Y tại các đầu hút bơm, đường nước vào bình bay hơi, bình ngưng)

‑ Các loại van, co, tê,…

‑ Các loại cảm biến (cảm biến áp suất, nhiệt độ)

‑ Bình giãn nở có nhiệm vụ bù trừ sự giãn nở thể tích của nước khi nhiệt độ thay đổi để tránh các ứng suất không tốt cho đường ống Ngoài ra bình giãn nở còn có vai trò bổ sung lượng nước mất mát cho hệ thống

Các vấn đề được quan tâm chủ yếu trong việc thiết kế lắp đặt vận hành đường ống là vật liệu, phạm vi ứng dụng, sự bù dãn nở của đường ống, chống rung động, các loại phụ kiện và đặc biệt là tốc độ nước và tổn thất áp suất ma sát,… vì chúng ảnh hưởng chủ yếu đến tuổi thọ của hệ thống, việc bảo trì, bảo dưỡng, giá thành công trình cũng như giá vận hành của hệ thống.

Mục đích của việc tính toán hệ thống ống dẫn nước là xác định được kích thước hợp lí của ống dẫn nước theo tiêu chuẩn và vận tốc nước trong ống, từ đó xác định tổn thất áp suất của hệ thống ống dẫn để có cơ sở lựa chọn bơm nước Với đường ống có độ dài xa nhất ta sẽ tính toán được tổn thất áp suất lớn nhất cùng với lưu lượng nước tổng để chọn được bơm Tổn thất áp suất phụ thuộc vào nhiều yếu tố:

Vận tốc chuyển động của nước trong ống Đường kính trong của ống, chiều dài ống Độ nhám bề mặt bên trong ống

Công thức xác định lưu lượng thể tích nước chảy bên trong ống:

Q: năng suất lạnh, năng suất nhiệt, kW

∆t: nhiệt độ chênh lệch nước vào và ra bình bay hơi, bình ngưng, ℃ cp: nhiệt dung riêng của nước ở nhiệt độ trung bình của nước, kJ/kgK ρ: khối lượng riêng của nước ở nhiệt độ trung bình của nước, kg/m 3

Công thức xác định đường kính ống: d tr = √4V ωπ, m

V: lưu lượng thể tích của nước di chuyển bên trong ống, m 3 /s ω: vận tốc nước di chuyển bên trong ống, m/s

Sau khi tính toán được đường kính ống, lựa chọn ống theo chuẩn sau đó tính lại vận tốc ống theo công thức: ω = 4V d tr 2 π, m

TÍNH TOÁN KÍCH THƯỚC ĐƯỜNG ỐNG NƯỚC LẠNH

5.3.1 KÍCH THƯỚC ĐƯỜNG ỐNG PHÒNG CHILLER

Dựa vào sơ đồ nguyên lý Hình để tính toán và lựa chọn đường kính các đường ống trong phòng Chiller

Hình 5.1 Sơ đồ nguyên lý hệ thống nước lạnh phòng Chiller Đoạn ống góp (đoạn ống A-B, E-F, I-J)

Lưu lượng nước trong đoạn ống góp

Q 0 : tổng phụ tải lạnh, kW

∆t a : độ chênh lệch nhiệt độ nước vào và ra bình bay hơi, ℃ ρ a : khối lượng riêng của nước, kg/m 3

Tốc độ của nước chảy trong ống góp (lựa chọn theo Bảng 12.10, Tài liệu [2]): ω G = 2,5 m/s Đường kính của mỗi đoạn ống góp: d G,tr = √4V G ω G π= √4.0,08

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d G,dn = 8 in Đường kính tương đương: d G,tđ = 200 mm Đường kính trong: d G,tr = 202,7 mm Đường kính ngoài: d G,ng = 219 mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống góp: ω′ G = 4V G d G,tr 2 π = 4.0,08

(202,7.10 −3 ) 2 π= 2,48 m/s Đoạn ống vào bình bay hơi (đoạn F-G, H-I):

Lựa chọn tốc độ nước chảy trong đoạn ống trên (theo Bảng 12.10, Tài liệu [2], lựa chọn đối với các loại ống còn lại), chọn ω BH = 2 m/s

Lưu lượng nước trong mỗi đoạn ống đi vào bình bay hơi:

2 = 0,04 m 3 ⁄ = 40 l/s s Đường kính trong của mỗi đoạn ống trên: d BH,tr = √4V BH ω BH π= √4.0,04

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d BH,dn = 6 in Đường kính tương đương: d BH,tđ = 150 mm Đường kính trong: d BH,tr = 154,1 mm Đường kính ngoài: d BH,ng = 168,3mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống nối với bình bay hơi: ω′ BH = 4V BH d BH,tr 2 π= 4.0,04

(154,1.10 −3 ) 2 π= 2,14 m/s Đoạn ống nối nối vào đầu hút của bơm (đoạn B-C):

Tốc độ nước trong ống ở đầu hút của bơm (theo Bảng 12.10 Tài liệu [2], đối với đầu hút của bơm), ta chọn: ω HB = 2 m/s

Lưu lượng nước trong đầu hút của bơm (ở đây sử dụng 2 bơm chạy chính, 1 bơm chạy dự phòng và ghép song song nhau):

2 = 0,04 m 3 ⁄ = 40 l/s s Đường kính trong của mỗi đoạn ống trên: d HB,tr = √4V BH ω BH π= √4.0,04

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d BH,dn = 6 in Đường kính tương đương: d BH,tđ = 150 mm Đường kính trong: d BH,tr = 154,1 mm Đường kính ngoài: d = 168,3mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống vào đầu hút bơm: ω′ HB = 4V HB d HB,tr 2 π= 4.0,04

(154,1.10 −3 ) 2 π= 2,14 m/s Đoạn ống nối nối vào đầu đẩy của bơm (đoạn D-E):

Tốc độ nước trong ống ở đầu đẩy của bơm (theo Bảng 12.10 Tài liệu [2], đối với đầu hút của bơm), ta chọn: ω HB = 2,5 m/s

Lưu lượng nước trong đầu hút của bơm (ở đây sử dụng 2 bơm chạy chính, 1 bơm chạy dự phòng và ghép song song nhau):

2 = 0,04 m 3 ⁄ = 40 l/s s Đường kính trong của mỗi đoạn ống trên: d ĐB,tr = √4V ĐB ω ĐB π= √4.0,04

Theo bảng 12.2 Tài liệu [2], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d ĐB,dn = 6 in Đường kính tương đương: d ĐB,tđ = 150 mm Đường kính trong: d ĐB,tr = 146,3 mm Đường kính ngoài: d ĐB,ng = 168,3 mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống ở đầu đẩy bơm: ω′ ĐB = 4V ĐB d ĐB,tr 2 π = 4.0,04

5.3.2 KÍCH THƯỚC ĐƯỜNG ỐNG VÀO/RA CÁC AHU, PAU, FCU

Ta chọn AHU khu vực trung tâm mua sắm tầng 2 để đại diện cho việc tính toán

Công suất lạnh AHU tính toán được ở mục trên:

Lưu lượng thể tích nước vào AHU:

Q 0,AHU : tổng phụ tải lạnh của khu vực đang tính toán, kW

∆t a : độ chênh lệch nhiệt độ nước vào và ra bình bay hơi, ℃ c p,a : nhiệt dung riêng của nước, kJ/kgK ρ a : khối lượng riêng của nước, kg/m 3

Tốc độ của nước chảy trong ống góp (lựa chọn theo Bảng 12.10, Tài liệu [2]): ω AHU = 2 m/s Đường kính của đoạn ống trên: d AHU,tr = √4V AHU ω AHU π= √4.0,0081

Theo bảng 12.2 Tài liệu [2], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d AHU,dn = 3 in Đường kính tương đương: d AHU,tđ = 70 mm Đường kính trong: d AHU,tr = 73,7 mm Đường kính ngoài: d AHU,ng = 88,9 mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống vào/ra AHU: ω′ AHU = 4V AHU d AHU,tr 2 π = 4.0,0081

Các AHU, FCU của các khu vực khác được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel và được thông kê ở bảng dưới đây:

Bảng 5.1 Kích thước ống nước nối vào các FCU, AHU các khu vực

V (m3/s) ω (m/s) d tr (m) Đường kính ống tiêu chuẩn ω thực

5.3.3 ĐƯỜNG ỐNG NƯỚC NHÁNH CHÍNH VÀO MỖI TẦNG TRỤC CHÍNH

Dựa vào sơ đồ nguyên lý hình bên dưới để tính toán và lựa chọn kích thước đường kính các đường ống dẫn nước nhánh chính vào mỗi tầng và mỗi trục chính

Kích thước đường ống nhánh chính mỗi tầng

Lựa chọn khu vực tầng 2 để tính đại diện

Bảng 5.2 Phụ tải lạnh khu vực tầng 2

Tổng phụ tải lạnh khu vực tầng 2:

Lưu lượng nước ống nhánh chính tầng 2:

Tốc độ nước của ống (theo Bảng 12.10, Tài liệu [2]): Đối với các trường hợp còn lại, chọn vận tốc ω A = 2 m/s Đường kính trong của ống: d tr = √4V tầng 2 ωπ = √4.0,0083

Theo Bảng 6.2, Tài liệu [1], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d AHU,dn = 3 in Đường kính tương đương: d AHU,tđ = 70mm

Khu vực/ phòng Diện tích sl Tổng tải kW

TẦNG 2 - TRUNG TÂM MUA SẮM 1112 1 170,5 Đường kính trong: d AHU,tr = 73,7 mm Đường kính ngoài: d AHU,ng = 88,9 mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống vào/ra AHU: ω′ AHU = 4V AHU d AHU,tr 2 π= 4.0,0083

Tương tự các ống của các tầng còn lại được tính theo bảng dưới đây:

Bảng 5.3 Kích thước ống nhánh các tầng

(m3/s) ω (m/s) d tr (m) ĐƯỜNG KÍNH ỐNG TIÊU

401,2 MÁI 0,0192 2 0,1106 80x 125 122,3 141,3 1,63 Đường ống nước trục chính: Đoạn ống được lựa chọn tính toán đại diện là đoạn ống thẳng đứng đi lên tầng 3

Tổng tải lạnh ống trục chính đi từ tầng 1 lên tầng 2 bao gồm tổng tải cả công trình, từ tầng 2 lên tầng 3 bao gồm tổng tải công trình và không tính tải tầng 1

Lưu lượng nước đoạn ống trục chính từ tầng 1 lên tầng 2:

Tốc độ nước của ống (theo Bảng 12.10, Tài liệu [2]): Đối với các trường hợp còn lại, chọn vận tốc ω 1~2 = 2 m/s Đường kính trong của ống: d tr = √4V trục 1~2 ω 1~2 π = √4.0.08

Theo Bảng 6.2, Tài liệu [1], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d trục 1~2 = 10 in Đường kính tương đương: dtrục 1~2,tđ = 200 mm Đường kính trong: dtrục 1~2,tr= 202,7 mm Đường kính ngoài: dtrục 1~2,ng = 219 mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống trục chính từ tầng 1 lên 2: ω′ AHU = 4V AHU d AHU,tr 2 π= 4.0,08

(202,7.10 −3 ) 2 π= 2,48 m/s Lưu lượng nước đoạn ống trục chính từ tầng 2 lên tầng 3:

Tốc độ nước của ống (theo Bảng 12.10, Tài liệu [2]): Đối với các trường hợp còn lại, chọn vận tốc ω 2~3 = 2 m/s Đường kính trong của ống: d tr = √4V trục 2~3 ω 2~3 π = √4.0,0686

Theo Bảng 6.2, Tài liệu [1], ta chọn ống dẫn nước lạnh là ống thép đen: Đường kính danh nghĩa: d trục 2~3 = 10 in Đường kính tương đương: dtrục 2~3,tđ = 200 mm Đường kính trong: dtrục 2~3,tr= 202,7 mm Đường kính ngoài: dtrục 2~3,ng = 219 mm

Tính lại vận tốc nước đi trong ống trục chính từ tầng 2 lên 3: ω′ AHU = 4V AHU d AHU,tr 2 π= 4.0,0686

(202,7.10 −3 ) 2 π= 2,13m/s Tương tự các ống của các trục còn lại được tính theo bảng dưới đây:

Bảng 5.4 Kích thước ống trục chính các tầng

5.3.4 XÁC ĐỊNH TỔN THẤT ÁP SUẤT TRÊN ĐƯỜNG ỐNG NƯỚC LẠNH VÀ CHỌN BƠM CHO HỆ THỐNG

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 Đường ống nước lạnh dài nhất và có nhiều phụ kiện nhất Xác định được tổn thất của đường ống nước dài nhất, ta chọn bơm cho hệ thống

Bơm có nhiệm vụ tuần hoàn nước lạnh đã được làm lạnh ở bình bay hơi sau đó đến các AHU, FCU, PAU trong tòa nhà để làm lạnh không khí Bơm thường được sử dụng trong các hệ thống điều hòa khí thường là bơm li tâm, bơm li tâm có cột áp lớn dễ cung cấp nước đến các tầng cao của tòa nhà Đối với các đường ống mới lắp đặt bao giờ cũng có áp suất nhỏ hơn so với tính toán, bởi vậy lưu lượng đạt cao hơn và công suất động cơ yêu cầu cũng lớn hơn Chính vì vậy, bơm li tâm thường được chọn với cột áp đúng như tính toán và không nhân thêm hệ số an toàn cho hệ thống bơm

Hình 5.2 Đường ống nước dài nhất

Vì số lượng ống của đường ống nước dài nhất lớn nên ta tính toán tương tự như các đường ống trên và trình bày thống kê theo bảng dưới đây:

Bảng 5.5 Kích thước các đoạn ống của đường ống dài nhất ĐOẠN V

10-11 0,0178 2 0,1065 40S 90 102,3 114,3 2,17 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 tầng mái

Lựa chọn tính toán ống đầu vào bình bay hơi Chiller để tính toán điển hình, các đường ống khác được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel và thống kê thành bảng

Tổn thất áp suất dọc đường (tra Bảng 12.12 Tài liệu [2]):

Với d tđ = 150 mm, ω ′ = 2,14 m/s, ta có được tổn thất áp suất dọc đường là 0,0233 mH2O/m ống dẫn

Chiều dài đoạn ống vào bình bay hơi là: 5,9 m

Ta tính được tổn thất áp suất đoạn ống trên:

Tổn thất áp suất cục bộ (bao gồm van, co, T trên đoạn ống):

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

Với đoạn ống trên gồm có 1 co 90 (DN150), 1 van bướm (DN150)

Tra Bảng 12.14 Tài liệu [2], xác định được chiều dài tương đương:

Co 90 (DN150) ⇒ chiều dài tương đương là: 4,877 m

Tra Bảng 12.13 Tài liệu [2], xác định được chiều dài tương đương:

Van bướm (DN150) ⇒ Chiều dài tương đương là: 2,134 m

Tổn thất áp suất cục bộ của đoạn ống trên:

Tổn thấp áp suất các đoạn ống khác ở đường ống nước dài nhất theo hình 5.1 và hình 5.2 được tính toán tương tự như trên và được thống kê theo bảng sau:

Bảng 5.6 Tổn thất áp suất dọc đường tầng kỹ thuật Đoạn Đường kính danh nghĩa v'CĐ

TÍNH TOÁN KÍCH THƯỚC ĐƯỜNG ỐNG NƯỚC GIẢI NHIỆT

Khi tính toán kích thước đường ống giải nhiệt cũng tương tự như đường ống nước lạnh, thành phần trong hệ thống đường ống nước giải nhiệt cũng bao gồm các co,

T, các loại van, đồng hồ đo,… Vì hệ thống nước giải nhiệt là hệ thống hở, nên ta cần thêm nước bổ sung cho hệ thống nước giải nhiệt, để tính toán chọn bơm cho hệ thống nước giải nhiệt cũng như chọn bơm cho hệ thống nước lạnh, ta tính toán cho đường ống dài nhất với trở lực lớn nhất

5.4.1 KÍCH THƯỚC ĐƯỜNG ỐNG PHÒNG CHILLER

Kích thước đường ống nước giải nhiệt được tính toán tương tự như đường ống nước lạnh, kích thước ống được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel và được thống kê thành bảng dưới đây:

Bảng 5.13 Kích thước ống nước giải nhiệt

5.4.2 XÁC ĐỊNH TỔN THẤT ÁP SUẤT ĐƯỜNG NƯỚC GIẢI NHIỆT Để tính toán tổn thất áp suất đường nước giải nhiệt, ta tính toán đường nước xa nhất và nhiều phụ kiện nhất, ở đây ta lựa chọn đường nước từ bơm 03 đến tháp giải nhiệt 02, quy trình tính toán như đường nước lạnh nên ta tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel và thống kê theo bảng

(l/s) ω (m/s) d tr (m) ĐƯỜNG KÍNH ỐNG TIÊU

(m/s) LOẠI d(tđ) d(tr) d(ng) Ống góp đầu hút bơm 102 2 0,2548 40s 250 254,5 273 2,01 Ống nhánh đầu hút bơm 51 2,5 0,1612 40s 150 154,1 168,3 2,73 Ống nhánh đầu đẩy bơm 51 3 0,1471 80x 150 146,3 168,3 3,03 Ống góp đầu đẩy bơm 102 2,5 0,2279 40s 250 254,5 273 2,01 Ống nhánh đầu vào bình ngưng 51 2 0,1802 40s 200 202,7 168,3 1,58 Ống nhánh đầu ra bình ngưng 51 2 0,1802 40s 200 202,7 168,3 1,58 Ống góp các nhánh đầu ra ngưng 102 2,5 0,2279 40s 250 254,5 273 2,01 Ống góp vào tháp giải nhiệt 102 2,5 0,2279 40s 250 254,5 273 2,01 Ống nhánh vào tháp giải nhiệt 51 2 0,1802 40s 200 202,7 219 1,58

Bảng 5.14 Tổn thất áp suất dọc đường của ống giải nhiệt Đoạn Đường kính danh nghĩa v'CĐ

Tổn thất/1m chiều dài Chiều dài DentaPCĐ mm m/s mH20/m mm mH20 Ống góp đầu hút bơm 250 2,01 0,0118 35000 0,413 Ống nhánh đầu hút bơm 150 2,73 0,0406 5100 0,2071 Ống nhánh đầu đẩy bơm 150 3,03 0,0216 4000 0,0864 Ống góp đầu đẩy bơm 250 2,01 0,0118 10000 0,118 Ống nhánh đầu vào bình ngưng 200 1,58 0,0099 5900 0,0586 Ống nhánh đầu ra bình ngưng 200 1,58 0,0099 6400 0,0636 Ống góp các nhánh đầu ra ngưng 250 2,01 0,0118 39000 0,4602 Ống góp vào/ra tháp giải nhiệt 250 2,01 0,0118 46050 0,5434 Ống nhánh vào tháp giải nhiệt 200 1,58 0,0099 9110 0,0902 Ống nhánh ra tháp giải nhiệt 200 1,58 0,0099 2300 0,0228

Bảng 5.15 Tổn thất áp suất cục bộ tầng kỹ thuật Đoạn Phụ kiện Đường kính danh nghĩa

Chiều dài tương đương sl DentaPCC mm mH20/m m Cái mH20 Ống góp đầu hút bơm Co 90

Tee (đường chính không giảm d) 4,877 3 0,1454 Ống nhánh đầu hút bơm

Van bướm 2,743 1 0,0273 Ống nhánh đầu đẩy bơm

Van bướm 2,743 1 0,0273 Ống góp đầu đẩy bơm Tee (đường chính không giảm d) 250 0,0118 4,877 5 0,2424

Tee (đường nhánh) 200 0,0099 12,19 2 0,2423 Ống nhánh đầu vào bình ngưng

Co 90 6,096 1 0,0606 Ống nhánh đầu ra bình Van điện từ 200 0,0099 67,056 1 0,6665 ngưng Van bướm 2,743 1 0,0273

Co 90 6,096 1 0,0606 Ống góp các nhánh đầu ra ngưng

Tee (đường chính không giảm d) 4,877 2 0,097

Bảng 5.16 Tổn thất áp suất cục bộ đường ống nước giải nhiệt Đoạn Phụ kiện Đường kính danh nghĩa

Chiều dài tương đương sl DentaPCC mm mH20/m m Cái mH20 Ống góp vào/ra tháp giải nhiệt

Tee (đường chính không giảm d) 4,877 2 0,097

Van bướm 3,657 1 0,0364 Ống nhánh vào tháp giải nhiệt 200 1,58 0,0099 12,19 1 0,1212 Ống nhánh ra tháp giải nhiệt 200 1,58 0,0099 45,72 1 0,4545

Lựa chọn bơm cho hệ thống nước giải nhiệt

Tổn thất áp suất trên đường ống: Δp o = 2,0633 + (3,2753 + 1,1819) 2 = 10,98 mH 2 O

Tổn thất áp suất qua bình ngưng: Δp k = 49 kPa = 4,99 mH 2 O

Tổn thất áp suất tĩnh: Δp t = 0,456 mH 2 O Áp suất đầu béc phun, theo giá trị tham khảo từ tài liệu [14], ta chọn: Δp b = 50 kPa = 5,1 mH 2 O

Vậy tổng tổn thất áp suất trên hệ thống đường ống dẫn giải nhiệt là: Δp = Δp o + Δp k + Δp t + Δp b = 10,98 + 4,99 + 0,456 + 5,1 = 21,526 mH 2 O

Tổn thất áp suất: Δp = 21,526 mH 2 O

Ta sử dụng Website chọn bơm của hãng Grunfos, để chọn bơm nước giải nhiệt cho công trình

Công suất định mức: 34,02 kW

Hình 5.4 Đường đặc tính của bơm nước giải nhiệt

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐƯỜNG ỐNG GIÓ

Hệ thống ĐHKK là sự kết hợp của nhiều mảng khác nhau: thông gió, xử lý không khí (làm lạnh, sưởi ấm, hút ẩm, làm sạch, …) thông qua các thiết bị chuyên dụng

Trong hệ thống ĐHKK hệ thống đường ống gió có chức năng dẫn và phân phối gió đến các nơi khác nhau tùy theo yêu cầu sử dụng Thông qua các dàn lạnh AHU hoặc FCU, gió đã được xử lý sau đó được phân phối đến các khu vực thiết kế, đồng thời sẽ có một lượng không khí từ không gian điều hòa sẽ được hồi về các dàn lạnh AHU hoặc FCU để xử lý không khí để làm sạch trước khi cấp gió tươi vào mỗi khu vực và một phần thải ra ngoài, cứ như vậy tiếp tục vòng tuần hoàn

Hệ thống ống dẫn gió gồm các bộ phận sau:

‑ Hệ thống ống dẫn gió cấp, gió hồi, gió tươi, gió thải

‑ Hộp điều chỉnh lưu lượng gió

‑ Miệng gió cấp và miệng gió hồi

‑ Phin lọc gió, lưới lọc

Những yêu cầu cơ bản cần đảm bảo khi thiết kế hệ thống điều hòa không khí:

‑ Tổn thất áp suất trên đường ống nhỏ và tổn thất lạnh nhỏ

‑ Giá thành thích hợp, cấu tạo hợp lý và dễ lắp đặt

‑ Chi phí đầu tư và vận hành thấp

‑ Tốc độ gió, phân phối gió, thông gió trong không gian điều hoà

‑ Đảm bảo những yêu cầu về mỹ thuật và chiếm ít không gian

Tùy thuộc vào mục đích sử dụng trong hệ thống điều hòa trung tâm Water Chiller, người ra chia hệ thống các đường ống gió gồm các thành phần chính sau:

‑ Ống gió cấp: vận chuyển gió lạnh từ các bộ phận làm lạnh như AHU, FCU, PAU đến không gian điều hòa

‑ Ống gió hồi: đưa không khí từ không gian điều hòa về lại AHU, FCU, PAU

‑ Ống gió thải: đưa một phần không khí trong không gian điều hòa ra bên ngoài khí quyển

‑ Ống gió tươi: đưa không khí ngoài trời qua thiết bị xử lý sơ bộ PAU (nếu có) sau đó qua các dàn lạnh của AHU hoặc FCU.

CÁC THÀNH PHẦN CỦA HỆ THỐNG ỐNG DẪN 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,…

6.2.1 ỐNG GIÓ TÔN Ống gió cứng là thiết bị đóng vai trò kết nối giữa dàn lạnh và không gian điều hòa, ống dẫn vận chuyển không khí được làm lạnh đến không gian điều hòa, hệ thống ống dẫn không khí gồm nhiều ống nối ghép với nhau, có hoặc không có rẽ nhánh, tiết diện ống có thể tròn, chữ nhật, vuông hoặc bất kỳ tiết diện nào Đây là loại ống gió làm bằng tôn tráng kẽm có bề dày 0,5-1,5 mm, với nhiều hình dáng như tròn, vuông và oval, thường được gò thủ công hoặc bán thủ công bằng máy móc Được bọc lớp cách nhiệt bên ngoài để chống hiện tượng đọng sương trên đường ống và nhiệt xâm nhập

Thường được sử dụng làm hệ thống ống dẫn gió chính trong các công trình, kích thước khác nhau để ta có thể dễ dàng lựa chọn sao cho phù hợp với kết cấu của công trình

6.2.2 ỐNG GIÓ MỀM Ống gió mềm có một hình dáng duy nhất là hình tròn Ống gió mềm thường được cấu tạo bởi ba lớp:

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

‑ Lớp ở giữa: Làm bằng bông thủy tinh

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

Hình 6.1 Ống gió mềm được bọc bảo ôn 6.2.3 MIỆNG GIÓ

Miệng gió hay cửa gió ngoài tác dụng làm lá chắn còn có tác dụng để gió lưu thông, gió ở bên trong không gian điều hòa có thể thoát ra ngoài hoặc hồi về dàn lạnh như FCU, AHU và gió bên ngoài có thể luồn vào bên trong, loại bỏ khí độc và cung cấp khí tươi cho không gian điều hòa

Bảng 6.1 Các loại miệng gió thường dùng

Loại Nội dung Hình ảnh

Diện tích phần trống: Khoảng 50%

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

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

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

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

Kích thước miệng lớn hơn cổ là 50 mm

Diện tích phần trống: Khoảng 60%

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

‑ Quạt ly tâm: Có cột áp lớn nhưng lưu lượng gió nhỏ nên được sử dụng ở những nơi có trở lực lớn

‑ Quạt hướng trục: Có cột áp nhỏ nhưng lưu lượng gió lớn nên được sử dụng những nới cần lưu lượng lớn

Hình 6.2 Quạt hướng trục và quạt ly tâm

CÁC PHƯƠNG PHÁP THIẾT KẾ ỐNG DẪN KHÍ

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

6.3.1 PHƯƠNG PHÁP MA SÁT ĐỒNG ĐỀU

Phương pháp ma sát đồng đều là chọn tổn thất áp suất ma sát trên một mét ống cho tất cả các đoạn ống đều bằng nhau để tiến hành tính toán thiết kế đường ống gió Phương pháp này phù hợp với các đường ống gió có vận tốc thấp như đường ống gió cấp, ống gió hồi, ống gió thải Người ta không sử dụng phương pháp này cho các hệ thống có áp suất cao

Thông thường người ta không dùng phương pháp này để thiết kế các hệ thống có áp suất cao Đối với các ống đi, phương pháp này đồng thời giảm luôn tốc độ di chuyển của không khí theo hướng chuyển động của dòng, điều này giúp giảm bớt độ ồn của hệ thống

Quá trình thiết kế hệ thống ống dẫn theo phương pháp ma sát đồng đều có thể tiến hành theo một trong hai hướng sau:

‑ Lựa chọn tiết diện điển hình trong hệ thống ống dẫn và chọn tốc độ không khí thích hợp ứng với tiết diện đó Từ lưu lượng đã biết, xác định cụ thể các kích thước của tiết diện này, trên cơ sở đó tính toán tổn thất áp suất Giá trị tổn thất áp suất ở tiết diện điển hình được giữ không đổi để tính tiếp các đoạn ống còn lại

‑ Chọn giá trị tổn thất áp suất hợp lý và giữ nguyên giá trị này cho toàn bộ hệ thống Trên cơ sở lưu lượng đã biết, có thể xác định kích thước của ống dẫn ở các vị trí khác nhau

Việc lựa chọn tổn thất áp suất chuẩn làm cơ sở thiết kế là vấn đề quan trọng cần cân nhắc Các nhà nghiên cứu đề nghị, đối với hệ thống tốc độ thấp nên chọn tổn thất áp suất chuẩn vào khoảng trên dưới 1 N/m 2 cho 1m chiều dài ống dẫn, cụ thể có thể chọn từ 0,5 N/m 2 đến 1,5 N/m 2 Tuy nhiên các nhà thiết kế đề nghị cụ thể hơn là chỉ nên chọn từ 0,8 N/m 2 đến 1 N/m 2

6.3.2 PHƯƠNG PHÁP GIẢM TỐC ĐỘ Đây là phương án đơn giản nhất, tuy nhiên đòi hỏi người thiết kế phải có kinh nghiệm thực tế Để thực hiện phương pháp này, đòi hỏi người thiết kế phải có kinh nghiệm của mình, chủ động chọn tốc độ của không khí trên cơ sở độ ồn chấp nhận được, và chủ động thực hiện giảm bớt tốc độ của các đoạn ống kế tiếp Thông thường người ta chỉ có thể sử dụng phương án này cho những hệ thống dẫn không khí tương đối đơn giản Do đó tốt nhất không nên dùng phương pháp này khi chưa có nhiều kinh nghiệm

6.3.3 PHƯƠNG PHÁP ÁP SUẤT TĨNH

Phương pháp này để thiết kế các ống đi với bất kỳ loại tốc độ nào và áp suất nào Người ta không dùng phương pháp này để thiết kế các ống về, phương pháp này có phần phức tạp hơn so với phương pháp đồng đều Phương pháp này có đặc điểm: kích thước của ống chính gần quạt tương đương nhau, kích thước ống nhánh lớn, chi phí đầu tư lớn nhưng chi phí vận hành nhỏ Kích thước các đoạn ống xa quạt có khả năng lớn hơn bình thường, khi hệ thống có chiều dài lớn

6.3.4 SO SÁNH CÁC PHƯƠNG PHÁP ĐỂ LỰA CHỌN

Bảng 6.2 So sánh các phương pháp thiết kế hệ thống đường ống dẫn gió

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

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

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

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

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

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

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

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

Dựa vào bảng so sánh các phương pháp thiết kế, ta lựa chọn phương án tính toán tổn thất ma sát đồng đều Vì phương pháp này không đòi hỏi kinh nghiệm nhiều ở người thiết kế đồng thời với việc chọn một giá trị tổn thất áp suất trên một đơn vị chiều dài ống cho phép người thiết kế, thi công có thể lượng đoán được trở lực cần thiết của quạt (khi quan sát thêm số co, T, lượn), điều này rất có ý nghĩa thực tế.

TÍNH TOÁN LỰA CHỌN ỐNG GIÓ

Không gian của công trình cần điều hòa là rất lớn, nhiều cửa hàng, khu vực khác nhau

Do đó ta chọn một không gian điều hòa điển hình để tính toán chi tiết đường ống gió, rồi dựa vào đó tính toán tương tự cho các không gian điều hòa còn lại của công trình Phần này chỉ trình bày tính toán điển hình cho khu vực cấp gió của AHU-2F-01 trong khu thương mại tầng 2

Trong các công trình thực tế, người ta thường sử dụng các ống hình chữ nhật để làm ống gió cho công trình do ống tròn khó chế tạo các hình dạng rẽ nhánh hơn các ống chữ nhật và hình vuông Vì vậy, ta chọn kiểu ống là ống gió tôn hình chữ nhật, được treo bởi các giá ty trong khoảng không gian giữa trần giả (panel) và trần bê tông Bên ngoài ống được bọc cách nhiệt để tránh hiện tượng đọng sương trên thành ống, ngoài ra ta chọn ống gió mềm có bọc cách nhiệt để nối ống gió tôn vào các miệng gió

6.4.1 TÍNH TOÁN ĐƯỜNG 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

Lưu lượng gió cấp khu vực trung tâm thương mại tầng 2: L c = 6069,32 l/s

Số lượng AHU trong khu vực: N = 1

Lựa chọn miệng gió hãng REETECH có kích thước 450x450, diện tích phần trống 60%, tổn thất áp suất Δp m = 8Pa Chọn vận tốc miệng gió tối đa khuyến cáo theo tiêu chuẩn ASHRAE, đối với độ ồn 40 dB, v cmax = 2,5 m/s với miệng gió cấp

Lưu lượng tối đa của một miệng cấp: l m = 0,45.0,45.2,5.0,6 = 0,304 m 3 ⁄ = 304 l/s s

Tổng số miệng cho khu vực:

304 = 19,96 Vậy ta lựa chọn số miệng cho AHU tầng 2 là 20 miệng gió cấp

Ta tính toán lại lưu lượng qua miệng gió: l′ m `69,32

Tính toán lại vận tốc qua miệng gió: v′ cmax = l′ m

0,45.0,45.0,6= 2,49 m/s 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

Ta lựa chọn đại diện đường ống gió cấp cho khu vực trung tâm thương mại tầng 2, các khu vực khác được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel Miệng gió khu vực trung tâm thương mại tầng 2 được phân bố như sau:

Hình 6.3 Mặt bằng phân bố miệng gió và đường ống gió cấp tầng 2 Đoạn ống đi từ AHU ra:

Ta có được: d tđ = 930 mm, v = 8,8 m/s (Tài liệu [2], Đồ thị 11.5)

Từ đường kính tương đương ta có được kích thước hình chữ nhật của ống (Hình 10.4, Tài liệu [2]): a = 1300 mm, b = 600 mm

Tính lại vận tốc ống:

Dựa vào Hình 6.1, đường cấp AB bao gồm 17 miệng gió

Lưu lượng không khí đoạn ống AB là:

Ta có được phần trăm diện tích đoạn ống AB (Bảng 11.1 Tài liệu [2]):

Vậy đường kính tương đương của ống: d tđ,AB = √4A AB π = √4.0,5967 π = 0,872 m = 872 mm

Từ đường kính tương đương ta có được kích thước hình chữ nhật của ống (Hình 10.4, Tài liệu [2]): a = 1200 mm, b = 550 mm

Tính lại vận tốc ống:

0,66.1000 = 6,44 m/s Tương tự như tính toán các đoạn ống trên, các đoạn ống còn lại được tính toán bằng phần mềm Microsoft Excel

Bảng 6.3 Bảng kích thước và vận tốc ống gió cấp Đoạn L

TÍNH TOÁN TỔN THẤT ÁP SUẤT ĐƯỜNG ỐNG GIÓ CẤP Để đảm bảo cho quạt có thể thổi gió tới các dàn lạnh, ta phải tính trở lực trên đoạn ống có tổng trở lực lớn nhất, một cách tương đối đó là tính trên đoạn ống dài nhất, có nhiều phụ kiện nhất Dựa vào hình 6.1 ta thấy, đoạn ống có tổng tổn thất lớn nhất là đoạn ống đi từ AHU đến A-B-B1-B2-B3-B4-B5-B6 nối từ quạt đặt tại AHU đến đến miệng thổi xa nhất Tổng trở lực trên đường ống gió:

Trong đó: Δp ms : Trở lực ma sát trên đường ống, Pa, Δp ms = l Δp Δp cb : Trở lực cục bộ, Pa, Δp cb = βp d Δp tb : Trở lực qua thiết bị, Pa

Với: Δp: Tổn thất áp suất trên 1m chiều dài ống, Pa/m l: Tổng chiều dài ống, m β: Hệ số tổn thất cục bộ p d : Áp suất động

Tổng tổn thất áp suất do ma sát trên đoạn ống

‑ Tổng chiều dài đoạn ống: l = 52,04 m

‑ Tổn thất áp suất trên một mét chiều dài lấy trung bình: Δp = 0,8 Pa/m

Vậy tổng tồn thất áp suất do ma sát trên đoạn ống:

Tổng tổn thất áp suất cục bộ trên đoạn ống

Hình 6.4 Đoạn cong co 90 có tiết diện chữ nhật

Xét trên đoạn ống B2B3 có sử dụng Co 90 với tiết diện chữ nhật:

W = 1,78; v = 5,9 m/s Dựa vào Tài lệu [2], Bảng 11.11a ta có hệ số trở lực cục bộ β = 0,15 Áp suất động: p = 0,602v 2 = 0,602 5,9 2 = 20,96Pa

Vậy tổn thất cục bộ: Δp c = 0,15.20,96 = 3,14Pa

Tổn thất cục bộ do đoạn ống nhánh rẽ dạng chữ T:

Hình 6.5 Đoạn ống nhánh rẽ dạng chữ T

Với trường hợp đi qua đường chính, ta xét đoạn ống B2B3 tính theo cách sau:

Dựa vào Tài lệu [2], Bảng 11.11a ta có hệ số trở lực cục bộ β c,s = 0,02 Áp suất động: p d = 0,602v 2 = 0,602 5,9 2 = 20,96 Pa

Vậy tổn thất cục bộ: Δp c = 0,02.20,96 = 0,419 Pa

Tổn thất cục bộ do đoạn ống có tiết diện thu hẹp dần:

Với đoạn ống B3B4 có tiết diện thu hẹp dần:

Hình 6.6 Đoạn ống có tiết diện thu hẹp dần

Tỉ số tiết diện ở đầu vào và đầu ra đoạn ống:

Dựa vào Tài lệu [2], Bảng 11.27, ta chọn 15° − 40° có hệ số trở lực cục bộ β c,s = 0,05 Áp suất động: p d = 0,602v 2 = 0,602 5,9 2 = 20,96 Pa

Với đoạn ống chuyển từ tiết diện vuông sang tiết diện tròn, xét đoạn ống B6 đến miệng gió F1, trước khi vào miệng gió cấp có đoạn ống gió mềm

0,3.0,25.4= 0,9 Giá trị Re được tính bằng công thức sau:

Tra Bảng 11.32 Tài liệu [2], ta được β = 0,14 Áp suất động: p d = 0,602v 2 = 0,602 4,04 2 = 9,826 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 Microsoft Excel và được trình bày ở Bảng 6.2 Do dự kiến sử dụng quạt biến tần nên đường ống gió sẽ không tính đến chi tiết van điều chỉnh lưu lượng

Bảng 6.4 Tổn thất áp suất cục bộ trên đoạn ống tổn áp nhất Đoạn Loại tổn thất cục bộ SL 𝛽 v

AB Đoạn rẽ nhánh chữ T

BB1 Đoạn rẽ nhánh chữ T (Đoạn nhánh) 1 0,82

Tiết diện thu hẹp 1 0,05 6,07 22,181 1,109 Đoạn rẽ nhánh chữ T

Tiết diện thu hẹp 1 0,05 5,9 20,956 1,048 Đoạn rẽ nhánh chữ T

Tiết diện thu hẹp 1 0,05 5,42 17,685 0,884 Đoạn nhánh chữ T

(Đoạn chính) 2 0,1 4,67 13,129 2,626 B5B6 Tiết diện thu hẹp 1 0,05 4,67 13,129 0,656 Đến miệng gió F1

Tiết diện thu hẹp, dạng chữ nhật sang dạng tròn 1 0,14 4,04 9,8256 1,376

Tổn thất áp suất qua miệng gió:

Tổn thất áp suất qua AHU:

Tổn thất qua Mixing box: ∆p mb = 25 Pa

Tổn thất qua Filter: ∆p F = 50 Pa

Tổn thất qua Coil: ∆p coil = 50 Pa

Tổng tổn thất áp suất qua AHU:

Tổng tổn thất áp suất trên đường ống gió cấp:

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

ASHRAE Duct Fitting Database là phần mềm dùng để lựa chọn tính toán các phụ kiện của đường ống gió, dùng để tính toán trở lực trên từng đoạn 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)

Hình 6.7 Tính tổn thất áp suất phụ kiện có tiết diện thu hẹp dần bằng phần mềm

Bảng 6.5 Tính toán tổn thất áp suất cục bộ các đoạn ống bằng phần mềm Đoạn Loại tổn thất cục bộ SL Δpcb

AB Đoạn rẽ nhánh chữ T

BB1 Đoạn rẽ nhánh chữ T

(Đoạn nhánh) 1 18 Đoạn rẽ nhánh chữ T

Tiết diện thu hẹp 1 1 Đoạn rẽ nhánh chữ T

Co 90 1 4 Đoạn rẽ nhánh chữ T

Tiết diện thu hẹp 1 1 Đoạn rẽ nhánh chữ T

Tiết diện thu hẹp 1 1 Đoạn nhánh chữ T

B5B6 Tiết diện thu hẹp 1 1 Đến miệng gió F1

Tiết diện thu hẹp, dạng chữ nhật sang dạng tròn 1 1

Vậy tổng tổn thất áp suất cục bộ ở đường ống gió cấp được tính toán bằng phần mềm là 59 Pa và ta nhận thấy sai lệch không nhiều so với cách tính toán lý thuyết, nên ở chương sau, ta sử dụng phần mềm để tính toán đường ống gió

Lựa chọn quạt cho đường gió cấp

Lựa chọn quạt cho đường gió cấp bằng phần mềm Fans by Fantech Product Selection Program

Hình 6.8 Lựa chọn thông số và chọn quạt

Vậy lựa chọn quạt 54ALDW với hiệu suất là 85%, các thông số khác được thể hiện bằng hình ảnh dưới đây:

Hình 6.9 Các thông số khác của quạt 6.4.2 TÍNH TOÁN ĐƯỜNG ỐNG GIÓ HỒI

Lựa chọn phương án hồi trần tự do cho công trình Về nguyên lý, AHU sẽ hồi gió từ phòng điều hòa về thông qua miệng gió hồi không box gắn tại trần la phông, theo nguyên lý áp suất trong trần âm so với không gian điều hòa bên dưới, gió hồi về di chuyển từ bên dưới không giam điều hòa lên trần vào dàn lạnh rồi sau đó được quạt đẩy qua coil lạnh của AHU để làm lạnh không khí, sau đó được cấp lại phòng điều hòa qua đường gió cấp Ưu điểm:

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

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

- Tiết kiệm năng lượng quạt cho AHU do tổn thất áp suất chủ yếu chỉ có ở đầu đẩy đường ống gió cấp

- Phù hợp với các công trình có không gian trần hẹp vì không có đường gió hồi

- Độ ồn từ quạt trong FCU đến không gian làm việc sẽ cao hơn do không có đường ống hồi, vì vậy một số phương án thiết kế người ta vẫn bố trí hộp gió hồi và tiêu âm để giảm độ ồn

- Phải đảm bảo không gian trong trần được làm kín ở các lỗ xuyên tường giữa các phòng liền kề thông nhau để tránh hồi trần sau không gian bên cạnh

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

- Phải tính toán thêm một lượng tải lạnh do máy lạnh phải làm lạnh luôn không gian trong trần

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

Vì công trình này sử dụng phương án hồi trần tự do cho hệ thống, nên khi tính toán đường ống gió hồi, ta chỉ tính toán số lượng miệng gió, lưu lượng và vận tốc qua miệng gió Ở đây ta lựa chọn tính toán Trung tâm thương mại tầng 2

Số lượng AHU trong khu vực: N = 1

Lưu lượng gió cấp khu vực trung tâm thương mại tầng 2: L h = 4618,51 l/s

Lựa chọn miệng gió hãng REETECH có kích thước 550x550, diện tích phần trống 75%, tổn thất áp suất Δp m = 4Pa Chọn vận tốc miệng gió tối đa khuyến cáo theo tiêu chuẩn ASHRAE, đối với độ ồn 40 dB, v cmax = 2 m/s với miệng gió cấp

Lưu lượng tối đa của một miệng cấp: l m = 2.0,55.0,55.0.75 = 0,453 m 3 ⁄ = 453 l/ss

Tổng số miệng cho khu vực:

453 = 10,2 Vậy ta chọn số miệng cho AHU tầng 2 là 11 miệng gió hồi

Tính toán lại lưu lượng qua miệng gió: l′ m F18,51

Tính toán lại vận tốc qua miệng gió: v′ cmax = l′ m

Hình 6.10 Bố trí miệng gió hồi

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG THÔNG GIÓ TẦNG HẦM

Hiện nay, việc xây dựng tầng hầm khá phổ biến đối với các công trình xây dựng ở đô thị Tầng hầm được tạo ra với nhiều mục đích khác nhau như bãi giữ xe, trung tâm mua sắm dưới tầng hầm, không gian phục vụ với mục đích kỹ thuật,… 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, vui chơi 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

Tác dụng của thông gió tầng hầm giúp cho thông gió, luân chuyển không khí trong tầng hầm tạo không gian không khí có chất lượng tốt cho sức khỏe con người, thoát khói khi có hỏa hoạn cháy nổ xảy ra, tạo điều khiện thuận lợi trong việc di chuyển thoát nạn và cứu hộ con người

7.1.1 PHƯƠNG ÁN THÔNG GIÓ ĐI ĐƯỜNG ỐNG GIÓ

Hệ thống cấp gió tươi và hút gió thải thông qua đường ống gió và quạt Thông thường được thiết kế cho những tầng hầm có cao độ lớn, có không gian đi đường ống Phương án này phân bố lưu lượng khí tươi điều trên toàn tầng hầm thông qua hệ thống miệng gió Ưu điểm: Phân bổ lưu lượng nó trải đều hơn trên toàn bộ tầng hầm

Nhược điểm: Công trình cần có tầng hầm có cao độ trần lớn, có không gian để lắp đặt hệ thống ống gió

Hình 7.1 Thông gió tầng hầm đi đường ống gió

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

7.2.1 PHƯƠNG ÁN THÔNG GIÓ BẰNG QUẠT JETVENT (JETFAN)

Quạt JetVent hoạt động trên nguyên tắc thông gió theo phương dọc cũng như phương ngang Quạt tạo ra một phản lực với áp lực không khí cao, áp lực này làm di chuyển một lượng không khí lớn bằng cách cuốn lấy không khí xung quanh quạt Lượng không khí bị cuốn theo bởi quạt khi không khí được quạt hút và thải ra đằng trước, tạo thành một luồng khí mạnh kéo theo những miền không khí xung quanh

Những đặc điểm này liên quan trực tiếp đến lực đẩy của quạt, được đo bằng Newton (N) Lực đẩy này hình thành thông qua mối quan hệ giữa lưu lượng thể tích, vận tốc và khối lượng riêng của không khí Nên lực đẩy mà quạt tạo ra sẽ tỉ lệ thuận với lưu lượng và vận tốc của quạt Hệ thống thông gió JetVent cao nổi bật ưu điểm của nó về tính năng gọn nhẹ, ít chiếm không gian trần, khả năng thông gió tổng thể hiệu quả và quá trình thi công lắp đặt nhanh gọn

Hình 7.2 Thông gió tầng hầm bằng quạt Jetvent Lựa chọn phương án

Ta chọn phương án 1 để thiết kế hệ thống thông gió tầng hầm (bố trí đường ống gió để cấp gió tươi và hút gió thải cho toàn bộ hầm) Vì phương án này được sử dụng rất phổ biến ở Việt Nam hiện nay và được thẩm duyệt bởi các cơ quan chức năng có thẩm quyền của nhà nước

Hệ thống thông gió tầng hầm này bao gồm: Ống gió tươi (cấp), ống gió thải (hút), miệng gió 1 lớp cánh chỉnh kèm theo OBD, cửa gió (louver), các cảm biến CO, quạt cấp gió tươi, quạt hút gió thải

Nguyên lý hoạt động của hệ thống:

- Khi ở chế độ thông gió bình thường, khói thải của xe cộ sẽ được quạt hút đem ra ngoài trời thông qua miệng gió thải, ống gió thải và cửa gió thải Đồng thời quạt cấp sẽ lấy gió tươi ngoài trời vào không gian tầng hầm thông qua cửa gió tươi, ống gió tươi và miệng gió tươi, làm cho không khí trong tầng hầm luôn được luân chuyển

- Khi có sự cố cháy xảy ra sẽ tạo ra khói, lửa chứa nhiều khí độc CO Tín hiệu cảm biến nống độ khí CO được đầu báo nhận biết và kích hoạt chế độ khẩn cấp của quạt thải gió để nhanh chóng hút khói độc ra ngoài tầng hầm, đồng thời tắt quạt cấp gió tươi để đám cháy không có khí O2 duy trì sự cháy

Bố trí đường ống hút gió thải - cấp gió tươi

Vị trí đỗ xe và lưu thông xe là nơi thích hợp đặt đường ống hút, nên đặt sát tường, Tác dụng của việc này là hút được tối đa lượng khói thải khi kết hợp đặt đường gió tươi ở giữa không gian Khi đó gió tươi vừa cấp gió O2 cho người, vừa dồn khí độc sang khu vực đầu hút gió thải Đầu xả khói thải và đầu hút gió tươi sẽ đặt ngoài trời

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

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

TÍNH TOÁN THÔNG GIÓ TẦNG HẦM

Hình 7.3 Mặt bằng tầng hầm

Khu vực hầm bao gồm:

Chiều cao từ sàn bê tông đến trần bê tông: 4 m

Với tổng diện tích hầm xe nhỏ hơn 1900 m 2 , ta sử dụng quạt hút và cấp một cấp độ và không cần áp dụng thông gió sự cố quạt chạy tốc độ cao

Dựa vào tiêu chuẩn thiết kế thông gió tầng hầm (Tài liệu [3]), ta chọn hệ số trao đổi không khí trong thông gió là: 6 ACH

Với tầng hầm có khoảng cách từ ram dốc đến điểm xa nhất là 45 m (lớn hơn 18 m) nên ta phải sử dụng quạt cấp gió tươi cho người

Dựa theo tài liệu [13], lưu lượng gió tươi có giá trị từ 0,75 – 0,9 lần so với lưu lượng gió thải nhằm tạo cho tầng hầm có áp suất âm, khi đó đảm bảo hút được tối đa khí độc CO từ hầm ra ngoài

Lưu lượng gió tươi cấp vào tầng hầm:

Ta chọn miệng gió 1 lớp cánh chỉnh cho đường ống hút gió thải và ống gió tươi với kích thước 850x150, diện tích phần trống 75%; vận tốc gió tại mặt miệng gió là 2,5 m/s Ta tính được lưu lượng tiêu chuẩn cho 1 miệng gió là:

Tổng số miệng gió thải cho khu vực: n = L th

Tính toán lại lưu lượng và vận tốc qua miệng:

Tổng số miệng gió tươi cho khu vực: n = L tươi

Tính toán lại lưu lượng và vận tốc qua miệng:

Tương tự, ta tính toán cho đường ống cấp gió tươi Cách tính toán kích thước đường ống tương tự như tính toán đường ống gió cấp ở phần trước Sau đó, ta bố trí đường ống hút gió thải và cấp gió tươi như hình dưới

Hình 7.4 Bố trí đường ống gió thải và cấp gió tươi tầng hầm Tính toán và lựa chọn quạt gió thải

Việc tính toán và lựa chọn quạt gió thải được tính tương tự như đường ống gió cấp, ta tính tổn thất áp suất cho đường ống có tổn thất lớn nhất

Tổn thất áp suất do ma sát đường ống gió thải: Δp ms = Δp l = 0,8.101,5 = 81,2 Pa

Tổn thất áp suất cục bộ đường ống gió thải:

Bảng 7.1 Tổn thất áp suất cục bộ đường ống gió với tổn thấp áp suất lớn nhất

Kích thước Loại tổn thất cục bộ slg Δpcb

Co vuông có hướng dòng

Tổn thất áp suất qua miệng gió (mỗi miệng gió tổn thất 2 Pa): n = 25 miệng Δp m = 2.25 = 50 Pa

Vậy tổn thất áp suất trên đường ống hút gió thải: Δp = Δp ms + Δp cb + Δp m = 81,2 + 84 + 50 = 215,2 Pa

Hình 7.5 Nhập các thông số để chọn quạt

Hình 7.6 Lựa chọn quạt cho hệ thống

Bảng 7.2 Thông số quạt gió thải

Loại Hướng trục thẳng đứng

Lưu lượng 7,74m 3 /s Đường kính 1250 mm

Tốc độ quạt 1440 r/min Độ ồn 78 dBA

Tính toán và lựa chọn quạt gió tươi

Tổn thất áp suất do ma sát đường ống gió tươi: Δp ms = Δp l = 0,8.65,5 = 52,4 Pa

Tổn thất áp suất cục bộ đường ống gió tươi:

Bảng 7.3 Tổn thất áp suất cục bộ đường ống gió tươi

1100x650 Co vuông có hướng dòng 1 5 5

Tổn thất áp suất qua miệng gió (mỗi miệng gió tổn thất 2 Pa): n = 12 miệng Δp m = 2.12 = 24 Pa

Vậy tổn thất áp suất trên đường ống hút gió tươi: Δp = Δp ms + Δp cb + Δp m = 52,4 + 43 + 24 = 119,4 Pa

Hình 7.7 Nhập các thông số để chọn quạt gió tươi

Hình 7.8 Lựa chọn quạt cho hệ thống

Bảng 7.4 Thông số quạt gió tươi

Loại Hướng trục thẳng đứng

Lưu lượng 7 m 3 /s Đường kính 1250 mm

BỐ TRÍ CẢM BIẾN CO

Ta bố trí cảm biến sao cho kín các vòng tròn có bán kính hoạt động phủ hết cả khu vực Cao độ gắn cảm biến nên đặt từ 1,2m đến 1,5m so với với mặt đất để phù hợp với chiều cao của người Châu Á, ngoài ra, do khí CO nhẹ hơn không khí tươi một chút, khi có khói xe cộ hay cháy, dẫn đến khí CO có xu hướng bay lên trần tầng hầm, ta nên gắn cảm biến CO ở vị trí tương đối cao để dễ dàng nhận biết tín hiệu

Chế độ làm việc của quạt:

Nồng độ CO < 9ppm: Quạt hút gió thải và gió tươi không hoạt động

Nồng độ CO > 9ppm: Quạt hút gió thải và gió tươi hoạt động

Khi có sự cố cháy xảy ra: Quạt hút gió thải hoạt động, quạt cấp gió tươi không hoạt động

Ta chọn cảm biến CO thương hiệu GreyStone với mã sản phẩm là CO-CMD300PPM với các thông số sau:

Vùng bao phủ: 700m 2 hoặc bán kính 15 mét

Sai số trong điều kiện môi trường với nhiệt độ 0 - 50˚C, độ ẩm 15 - 90%: 3%

Hình 7.9 Mặt bằng bố trí cảm biến CO

THIẾT KẾ TĂNG ÁP CẦU THANG CHO CÔNG TRÌNH

Trong các tòa nhà, công trình cao tầng thì nguyên nhân thương vong lớn nhất khi có hỏa hoạn xảy ra là do khói từ các đám cháy Khói lan ra nhanh chóng khắp tòa nhà, khói làm cho người ta nhanh chóng kiệt sức, hoảng loạn, không tìm thấy lối thoái hiểm Để giải quyết vấn đề này, các hệ thống cầu hiểm được ra đời và để đảm bảo cho hệ thống có thể hoạt động một cách hiệu quả thì cần có quạt tăng áp cho các buồng cầu thang với tác dụng ngăn không cho đám khói tràn vào lối thoát hiểm của tòa nhà

Với yêu cầu của hệ thống tăng áp cầu thang là để khói và lửa không vào thang bộ được thì cột áp không khí trong cầu thang phải cao hơn trong hành lang Đối với cửa cầu thang bộ thì người già yếu, trẻ em hay người lớn đều có thể đẩy được cửa để vào cầu thang bộ (cửa này không bao giờ khó) Cửa cầu thang là cửa chống cháy, chịu nhiều và lửa khoảng 1 đến 3 giờ Khi không có cháy, vai trò quan trọng của quạt tăng áp cầu thang là thông gió, điều hòa không khí

Hình 8.1 Hệ thống điều áp dùng quạt cấp gió vào hệ thống thang bộ

Tại Việt Nam, tiêu chuẩn thiết kế đã được ban hành từ năm 1996 (TCVN 6160: 1996 Phòng cháy chữa cháy nhà cao tầng – yêu cầu thiết kế - Điều 11: Thông gió và hút khói), hoặc có thể áp dụng theo các tiêu chuẩn khác như tiêu chuẩn BS 5588:1998, CP 13, ASHRAE Standard 15 – 2007,…

Các phương pháp điều áp: Đối với từng loại thang khác nhau mà có phương pháp điều áp khác nhau

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

Hình 8.2 Thang bộ N1 với khoảng đệm không nhiễm với khói là một ban công

Thang bộ N2 là kiểu thang bộ cần phải tạo áp suất dương trong buồng thang Đối với chung cư cao trên 50 m hoặc công trình thương mại dịch vụ cao trên 75 m cần tạo áp thêm cho phòng đệm thang bộ N2 Việc tạo áp thang bộ N2 và phòng đệm thang bộ

Hình 8.3 Thang bộ N2 không có phòng đệm

Hình 8.4 Thang bộ N2 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 điều áp phòng đệm mà không cần điều áp cho thang bộ

TÍNH TOÁN TĂNG ÁP CẦU THANG

Loại thang được xây dựng trong công trình này là loại N2

Tổng số cửa (tính tất cả các tầng): 8 cửa

Theo Tài liệu [14], quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về An toán cháy cho nhà ở và công trình, số cửa mở đồng thời là: 3 cửa (1 cửa tại tầng cháy và 2 cửa tại tầng thoát hiểm)

Lưu lượng gió cấp vào:

A: Diện tích cửa đóng hoặc mở (m 2 )

P: chênh áp tính toán (Pa)

Khi tính toán lưu lượng gió cấp vào, ta tính toán tổng lưu lượng gió rò rỉ qua cửa đóng và lưu lượng gió qua số cửa mở

Theo Tài liệu [15], ta có được diện tích rò rỉ gió qua khe

Bảng 8.1 Diện tích khe hở rò rỉ gió

Kích thước cửa thực tế

Cửa 1 cánh mở vào không gian tạo áp 0,8 2 0,010 0,91 2,11 0,011

Cửa 1 cánh mở ra khỏi không gian tạo áp 0,8 2 0,020 0,91 2,11 0,022

Tổng diện tích khe hở khi cửa đóng: A 1 = 0,011.2 + 0.022.6 = 0,154 m 2

Theo Tài liệu [14], áp suất thiết kế từ 20 – 50 Pa, lựa chọn áp suất thiết kế: 50 Pa Lưu lượng gió qua cửa đóng:

Lưu lượng gió qua cửa mở:

V: vận tốc gió qua cửa mở, ta chọn 1,3 m/s

Tính toán van xả áp

Lưu lượng van xả áp:

Diện tích van xả áp cơ:

Tính toán kích thước ống gió

Việc tính toán kích thước ống gió, ta tính toán tương tự như ở chương trước, chọn tổn thất áp suất trên đường ống là 1 Pa/m, ta tổng kết thành bảng dưới đây:

Bảng 8.2 Kích thước ống gió tạo áp Đoạn ống Lưu lượng

Chọn miệng gió 1 lớp cánh chỉnh cho đường ống hút gió thải và ống gió tươi với kích thước 750x550, diện tích phần trống 75% Vận tốc miệng gió tối đa khuyến cáo theo tiêu chuẩn ASHRAE, đối với độ ồn 40 dB, v cmax = 3,5 m/s với miệng gió tạo áp cầu thang Lưu lượng tối đa của một miệng:

Số miệng gió chọn là: 8 miệng

Tính lại vận tốc qua miệng gió: v′ max = l m

Lựa chọn quạt cho hệ thống

Tổn thất áp suất do ma sát trên đường ống:

Tổn thất áp suất cục bộ:

Sử dụng phần mềm ASHRAE Duct Fitting để tính toán tổn thất áp suất cục bộ cho hệ thống và thống kê thành bảng sau:

Bảng 8.3 Tổn thất áp suất cục bộ đường ống tạo áp cầu thang

Tổn thất áp suất qua miệng gió: Δp m = 2 Pa

Tổng tổn thất áp suất: Δp = Δp ms + Δp cb + Δp m = 65,7 + 124 + 2 = 191,7 Pa

Lấy hệ số dự phòng là 15%, vậy tổng áp suất là: Δp ′ = Δp 1,15 = 191,7.1,15 = 220,5 Pa

Hình 8.6 Nhập thông số để chọn quạt tạo áp

Hình 8.7 Đường đặc tính của quạt tạo áp

Bảng 8.4 Thông số của quạt tạo áp

Lưu lượng 8,39 m 3 /s Đường kính 1524 mm

HIỆU QUẢ NĂNG LƯỢNG TRONG HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ

ĐẶT VẤN ĐỀ

Thông thường, khi thiết kế và lắp đặt một hệ thống điều hòa không khí, các chủ đầu tư chỉ quan tâm đến chi phí đầu tư ban đầu, với tình trạng hiện nay, giá năng lượng ngày càng tăng dần lên thì điều đó không còn phù hợp Trong những năm gần đây, người ta hay nhắc nhiều đến khái niệm hiệu quả toàn bộ, hiệu quả toàn bộ được định nghĩa là hiệu quả của hệ thống khi đáp ứng được nhu cầu sử dụng nhưng với mức chi phí thấp nhất và thỏa mãn nhiều nhất các tiêu chí về mặt môi trường Với công thức dưới đây trình bày các yếu tố cấu thành chi phí trong suốt vòng đời một hệ thống bất kỳ nào đó (Tài liệu [2]):

LCC: chi phí trong suốt vòng đời của hệ thống khảo sát

Cin: chi phí đầu tư ban đầu

Cins: chi phí lắp đặt

Ce: chi phí năng lượng trong quá trình vận hành

Co: chi phí trả lương cho người vận hành

Cm: chi phí bảo dưỡng

Cs: chi phí do dừng máy

Cenv: chí phí môi trường

Cd: chi phí chuyển nhượng

CÁC CƠ HỘI VÀ GIẢI PHÁP

Trong mục này ta chỉ tập trung phân tích về sự ảnh hưởng của nhiệt độ ngưng tụ đến hiệu quả làm việc của các hệ thống lạnh và giải pháp

9.2.1 ẢNH HƯỞNG CỦA NHIỆT ĐỘ NGƯNG TỤ ĐẾN HIỆU QUẢ LÀM VIỆC CỦA HỆ THỐNG LẠNH

Năng lượng tiêu tốn cho máy nén có liên quan trực tiếp đến nhiệt độ ngưng tụ của môi chất lạnh, có nghĩa là có liên quan đến khả năng giải nhiệt của thiết bị ngưng tụ Nếu thiết bị ngưng tụ được giải nhiệt tốt thì nhiệt độ ngưng tụ của môi chất lạnh có thể giảm bớt và do đó áp suất ngưng tụ của môi chất lạnh cũng giảm bớt Trong trường hợp ngược lại thì nhiệt độ ngưng tụ của môi chất lạnh cũng sẽ gia tăng Nguyên nhân là do đường ống dẫn nước giải nhiệt bị đóng cáu cặn, lưu lượng nước giải nhiệt không đáp ứng đủ nhu cầu Để đánh giá hiệu quả làm việc của các hệ thống lạnh, người ta dùng khái niệm hệ số làm lạnh COP, được định nghĩa như sau:

Nếu nhiệt độ ngưng tụ của hệ thống được giảm xuống áp suất ngưng tụ p k′ = p 6 < p k = p 2 = p 3 Khi đó hệ thống sẽ làm việc với chu trình làm lạnh mới, và hệ số làm lạnh của hệ thống làm lạnh là:

9.2.2 NHỮNG BIỆN PHÁP NHẰM GIẢM NHIỆT ĐỘ NGƯNG TỤ CHO

Bảng 9.1 Nguyên nhân và giải pháp gây hao phí năng lượng

Nguyên nhân Giải pháp Đường ống dẫn nước giải nhiệt bị đóng cáu cặn Định kỳ làm vệ sinh đường ống, sử dụng nước đảm bảo chất lượng

Lưu lượng nước giải nhiệt không đáp ứng đủ nhu cầu Điều chỉnh lưu lượng nước theo hướng tăng thêm hoặc thay bơm nước có cột áp và lưu lượng lớn hơn

Năng suất tháp giải nhiệt không đủ so với như cầu, vị trí lắp đặt tháp giải nhiệt không phù hợp

Xem lại năng suất của tháp giải nhiệt, cần lắp đặt thêm tháp giải nhiệt ở nơi thông thoáng

Hình 9.1 Ảnh hưởng của cáu cặn đên công suất dàn ngưng Để bình ngưng hoạt động bình thường, khi hiệu suất bình ngưng giảm, thì đầu nén của Chiller phải hoạt động với công suất lớn hơn Khi hiệu suất bình ngưng giảm tới mức giới hạn nhất định thì Chiller sẽ ngưng hoạt động do quá áp Khi máy nén phải hoạt động với công suất lớn hơn thì sẽ tiêu tốn nhiều điện năng hơn

Hình 9.2 Ảnh hưởng của các cặn đến công suất và điện năng tiêu thụ máy nén

Từ Hình ta thấy với lớp cáu cặn dày thêm 1,5 mm thì điện năng tiêu thụ của máy nén đã tăng thêm 15% Với điện năng tiêu thụ máy nén của Module Chiller được chọn ở trên Vậy hệ số làm lạnh COP sẽ giảm

GIẢI PHÁP SỬ DỤNG HỆ THỐNG VỆ SINH BÌNH NGƯNG TỰ ĐỘNG

Hệ thống vệ sinh bình ngưng Chiller tự động (ATCS) là một giải pháp hiệu quả, tiết kiệm năng lượng, nhằm làm sạch đường ống của bộ phận trao đổi nhiệt Chiller Sau một thời gian hoạt động, bình ngưng Chiller xuất hiện các lớp cáu cặn, nếu không được vệ sinh xử lý sẽ ảnh hưởng đến khả năng trao đổi nhiệt của bình ngưng

Việc vệ sinh bình ngưng định kỳ bằng hóa chất đòi hỏi phải dừng dây chuyền để vệ sinh Việc dùng hóa chất sẽ gây hại đến môi trường và cần có các giải pháp an toàn và xử lý chất thải đặc biệt Giải pháp làm sạch liên tục, là giải pháp thân thiện với môi trường Việc vệ sinh sẽ không cần phải dừng hệ thống vì đây là quy trình liên tục Hệ thống vệ sinh bình ngưng tự động sẽ đẩy những quả bóng bằng cao su xốp chạy trong hệ thống ống và thu hồi bóng về để chuẩn bị cho chu kỳ sau Trong qúa trình di chuyển trong ống, các bóng cao su xốp sẽ làm sạch lòng ống giúp trao đổi nhiệt của hệ thống hiệu quả hơn

Hệ thống ATCS giúp làm sạch bộ trao đổi nhiệt bằng cách cho bi chạy qua các ống trao đổi nhiệt theo chu trình cài đặt trước, loại bỏ cấu bẩn và khả năng tích tụ của chúng Đồng thời ATCS cũng tránh được tổn thất do việc phải dừng hệ thống, do đó khi sử dụng hệ thống ATCS sẽ không ảnh hưởng đến sản xuất

Hệ thống bao gồm các đặc điểm thiết kế sau:

- Thời gian lăp đặt nhanh, dưới 20 giờ

- Thân thiên với môi trường

- Giúp hồi phục hiệu suất bộ trao đổi nhiệt

9.3.2 NGUYÊN LÝ HOẠT ĐỘNG CỦA HỆ THỐNG

Với nguyên lý làm sách liên tục, nói cách khác khi vệ sinh không cần phải tạm dừng hệ thống mà ảnh hưởng đến vận hành thiết bị, hệ thống làm sạch liên tục mà không dừng hoặc làm ảnh hưởng đến quá trình trao đổi nhiệt Giảm thiểu khả năng mài mòn thiết bị, giảm thiểu chi phí bão dưỡng xuống gần như bằng không Đây là giải pháp thân thiện với môi trường, không sử dụng hóa chất

BỘ PHUN BI BẰNG KHÍ NÉN

Hình 9.3 Nguyên lý làm việc của bộ phun bi bằng máy nén

- Bộ điều khiển ̣(04) sẽ kích hoạt quá trình làm sạch bằng việc kiểm tra trạng thái on/off từ tín hiệu phản hồi của chiller (hoặc từ tín hiệu của van chặn trên đường đi của nước giải nhiệt) Nếu chiller mở, bi sẽ được đưa vào từ bình chứa (02) trong chu kỳ phun bi và sẽ được thu về bình chứa (02), trong chu kỳ thu hồi bi Van một chiều

(05 & 06) được đặt ở vị trí như trên hình và việc đặt van càng gần bộ thu bi (02) càng tốt, nhằm đảm bảo chiều nước lưu thông trong quá trình phun và thu hồi bi Bộ điều khiển (04) sẽ ra lệnh cho van điều khiển (07 & 08) mở hoặc đóng để điều khiển quá trình phun hay thu hồi bi

- Khi hệ thống khởi động chu trình phun, bộ điều khiển (04) sẽ yêu cầu van điều khiển

(07) mở (van thu hồi (08) được đóng trong chu kỳ này) và sẽ đóng lại sau đó Khí nén từ máy nén khí (09) được dùng để đẩy bi theo dòng nước Viên bi có kích thước hơi lớn hơn so với đường kính trong của ống truyền nhiệt, và sẽ đẩy lớp cặn tích tụ trên bề mặt đi ra ngoài

- Thu gom bi: Bi ra khỏi bộ trao đổi nhiệt và sẽ đi vào bộ phận thu hồi bi, tránh hiện tượng bi đi vào phần sau của hệ thống trao đổi nhiệt

- Đưa bi vào bình chứa: Bộ điều khiển sẽ điều khiển van 2 mở, cho phép tất cả bi được đẩy về bình chứa

- Bi sẽ được làm sạch các chất cặn: Sau đó nước sẽ được thải vào đường nước xả và bi thì được giữ lại

BỘ PHUN BI BẰNG BƠM

Hình 9.4 Nguyên lý làm việc của bộ phun bi bằng bơm

- Giống với chu trình phun bi bằng khí nén, bước 1 và các bước sẽ được lặp lại như sau Bộ điều khiển (04) sẽ kích hoạt quá trình làm sạch bằng cách kiểm tra tình trạng on/off của chiller dựa tính hiệu phản hội của chiller (hoặc từ tín hiệu của van chặn trên đường nước giải nhiệt) Nếu chiller ON, bi làm sạch sẽ được phun từ bộ chứa

(02) theo chu trình phun bi, và sẽ được thu hồi về bộ chứa (02) trong chu kỳ thu hồi bi Van một chiều (05 & 06) sẽ được lắp đặt ở vị trí như trên hình vẽ và càng gần bộ thu hồi bi (02) càng tốt nhằm đảm bảo chiều nước lưu thông trong quá trình phun và thu hồi bi Bộ điều khiển (04) sẽ ra lệnh cho van điều khiển (07 & 08) mở hoặc đóng để điều khiển quá trình phun hay thu hồi bi

- Khi hệ thống khởi động chu trình phun, bộ điều khiển (04) sẽ yêu cầu van điều khiển

(07) mở vài giây (van thu hồi (08) sẽ được đóng trong chu kỳ này) và sẽ đóng lại sau đó Áp lực phun bi từ bơm phun (03) sẽ đẩy các bi trong bộ thu hồi (02) di chuyển đến bình ngưng Chu trình sẽ hoàn tất khi các bi đi qua hết bình ngưng và được thu lại ở bộ thu hồi bi (01) Thời gian cho chu kỳ phun bi thường được cài đặt là 3 phút

- Sau khi chu trình phun bi kết thúc, bộ điều khiển (04) sẽ yêu cầu van điều khiển (08) mở vài giây (van điều khiển phun (07) sẽ được đóng trong chu kỳ này) và sẽ đóng lại sau đó

- Áp suất hút từ bơm bi (03) sẽ làm cho bi từ bộ gom bi (01) quay về bộ thu hồi bi

(02) Cùng lúc, nước sẽ đi qua bơm phun bi (03) sau đó trở vào ống nước của bình ngưng Bi sẽ chờ cho bộ thu hồi (02) cho đến chu trình tiếp theo Chu trình thu hồi bi thông thường là 27 phút

- Giống như chu trình phun bi bằng khí nén, các bước sau sẽ được lặp lạp Tổng thời gian cho cả chu trình là 39 phút (bao gồm chu trình phun bi và thu hồi bi)

9.3.3 CẤU TẠO CỦA HỆ THỐNG

- Bộ phun bi (dành cho phun bi bằng khí nén)

- Bơm đẩy (dành cho phun bi bơm)

Hình 9.5 Hệ thống điều khiển và bơm đẩy bi

TÍNH TOÁN HỆ THỐNG BƠM ĐẨY BI

Lựa chọn kích thước đường ống dẫn bi theo Catalogue của C.Q.M, ta chọn đường kính các ống đẩy, thu hồi bi là: 40 mm

Lưu lượng tối thiểu cấp qua ống: 7 l/s

Sử dụng phần mềm EES để tra các thông số vật lý nước

Bảng 9.2 Thông số vật lý nước

Nhiệt độ bên trong ống 36,9 ℃ Độ nhớt động lực học μ = 6,932.10 −4 kg/ms Độ nhớt động học 𝑣 = 6, 978.10 −7 m 2 /s Vận tốc bên trong ống: ω = 4V d 2 π = 4.0.007

6,978.10 −7 = 3,193.10 5 m/s Như vậy, chế độ chảy trong ống là chảy rối, ta có độ nhám tương đối: ε d =0,26.10 −3

Với ε = 0,26 mm, tra Bảng 12.7 Tài liệu [2]

Tra đồ thị 12.15 Tài liệu [2], ta được hệ số ma sát f = 0,035

Theo Tài liệu [2], ta có công thức sau:

2 )) p1,p2: là áp suất của chất lỏng tại các tiết diện đang khảo sát (Pa) ρ: khối lượng riêng của chất lỏng chuyển động (kg/m 3 )

V1,V2: tốc độ của chất lỏng tại các tiết diện đang khảo sát (m/s) g: gia tốc trọng trường (m/s 2 ), lấy g = 9,81 m/s 2 z1,z2: độ cao của vị trí đang khảo sát so với mặt phẳng chuẩn (m) f: hệ số ma sát đoạn ống có đường kính d

L: chiều dài toàn bộ đoạn ống có đường kính d (m) k: hệ số tổn thất khi chất lỏng chuyển động qua các van, co, tee

Tổn thất áp suất qua các van, co, tee:

Bảng 9.3 Thống kê số lượng van, Co, tee của đường ống dài nhất

Loại tổn thất Hệ số tổn thất Số lượng

Van cầu có độ mở 100% 6,4 5

Vậy tổn thất áp suất qua các van, co, tee là: p cb = ∑ (kV 2

2 (0,45.9 + 0,4.3 + 6,4.5) = 577,8 Pa Vậy tổn thất áp suất đường ống nước:

Tổn thất áp suất qua bình ngưng: ∆p bn I kPa

Tổn thất áp suất qua bộ thu bi: ∆p thu bi =5 kPa

∆p ht = ∆p on + ∆p bn +∆p tb = 138 + 49 + 5 = 192 kPa = 19,6 mH 2 O

Công suất bơm cho hệ thống:

102.0,8 = 1,67 kW Công suất động cơ của bơm:

TÍNH TOÁN TIẾT KIỆM NĂNG LƯỢNG CHO HỆ THỐNG

Theo Tài liệu [19], ta có được các chi phí cho hệ thống:

Chi phí vệ sinh mỗi năm: 15.000.000 đ

Chi phí lắp đặp hệ thống vệ sinh bình ngưng tự động: 400.000.000 đ

Chi phí vệ sinh, vận hành hệ thống vệ sinh bình ngưng: 20.000.000 đ

Thời gian hoạt động của hệ thống vệ sinh bình ngưng: thđ = 6 (giờ) 7 (ngày) 52 (tuần) = 2184 giờ

Chi phí vận hành hệ thống vệ sinh bình ngưng tự động:

Tiền điện tại Việt Nam: 2.340 đ / kWh

Giả sử sau 1 năm, bề dày lớp cáu cặn là 2 mm, thì điện năng tiêu thụ máy nén tăng lên 18% (Hình 9.2), vậy lượng hao phí điện năng là:

152 + 27,36= 5,1 Thời gian hoạt động: 12 (giờ).7 (ngày).52 (tuần) = 4368 giờ

Số tiền bị hao phí bởi điện năng tiêu thụ máy nén tăng:

Khi lắp đặt hệ thống, chi phí tiết kiệm hàng năm là:

Chi phí tiết kiệm được:

Cost save = Cost hp + 15000000 = 295 triệu đ

Thời gian hoàn vốn là: t hv = Chi phí lắp đặt hệ thống

Chi phí tiết kiệm hàng năm − Chi phí vận hành hệ thống

Phần trăm tiết kiệm năng lượng trong phạm vi tải cụ thể:

Khi có đầu tư cho hệ thống vệ sinh bình ngưng tự động, ngoài có lợi về mặt kỹ thuật, giúp giảm hao phí điện năng tiêu thụ của máy nén, giảm hao phí hệ số COP, còn có lợi ích mặt kinh tế khi sử dụng hệ thống trong thời gian lâu dài

Hình 9.6 Phòng máy Chiller sau khi lắp đặt hệ thống

Khu trung tâm thương mại và văn phòng cho thuê 144 Cộng Hòa đã được luận văn tính toán hệ thống điều hòa không khí bằng phương pháp truyền thống cơ bản, phù hợp với khối lượng công việc một luận văn Bên cạnh đó, luận văn đã tiến hành phân tích, sử dụng những cộng nghệ, thiết bị mới để phù hợp, tiết kiệm được năng lượng mà hệ thống bị hao phí, giúp đạt được những hiệu quả kinh tế

Luận văn đã giúp cho sinh viên tìm hiểu và biết thêm nhiều kiến thức mới về hệ thống điều hòa không khí, được xem như là một công trình đầu tay nên sau khi hoàn thành do kinh nghiệm chưa có nên khó tránh khỏi sai lầm khi thiết kế:

‑ Khi tính toán tổn thất và lựa chọn bơm, quạt chỉ mang tính lý thuyết do đặc điểm của bơm như cột áp, lưu lượng trong thực tế thay đổi phức tạp do tiết lưu dòng chảy chất tải lạnh

‑ Do không có điều kiện tiếp xúc thực tế nên công việc thiết kế còn mang tính chủ quan, cách bố trí hệ thống có thể chưa chính xác, chưa đi sâu vào điều khiển và vận hành hệ thống

‑ Thời gian hoàn vốn của hệ thống vệ sinh Chiller có thể chưa chính xác, vì các chi phí chỉ dựa trên các bài báo cáo, tài liệu tham khảo, chưa tiếp xúc thực tế với hệ thống.

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống điều hòa không khí cho khu trung tâm thương mại và văn phòng cho thuê 144 Cộng Hòa
Tác giả	Quách Vĩnh Phong
Người hướng dẫn	TS. Phan Thành Nhân
Trường học	Trường Đại học Bách Khoa, Đại học Quốc gia TP.HCM
Chuyên ngành	Kỹ thuật Nhiệt
Thể loại	Luận văn tốt nghiệp
Năm xuất bản	2022
Thành phố	Thành phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	187
Dung lượng	5,3 MB