Đồ án tốt nghiệp Công nghệ kỹ thuật nhiệt: Tính toán kiểm tra, dựng revit hệ thống điều hòa không khí và thông gió công trình trụ sở ngân hàng HDbank quận 9

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP Ngành: Công nghệ Kỹ thuật nhiệt ĐỀ TÀI TỐT NGHIỆP: TÍNH TOÁN KIỂM TRA, DỰNG REVIT HỆ THỐNG

TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ

Lịch sử hình thành và phát triển

Từ thời cổ đại, con người đã sử dụng lửa để sưởi ấm vào mùa đông và tìm nơi mát mẻ vào mùa hè Hoàng đế Rôm Varius Avitus, trị vì từ năm 218 đến 222, đã cho xây dựng một núi tuyết trong vườn thượng uyển để thưởng thức gió mát vào mùa hè Trong cuốn "The Origins of Air Conditioning", nhiều tài liệu và hình vẽ mô tả các thử nghiệm về điều hòa không khí đã được giới thiệu Agricola đã mô tả việc bơm không khí xuống giếng mỏ vào năm 1555 để cung cấp khí tươi và điều hòa nhiệt độ cho công nhân Leonardo de Vinci cũng thiết kế hệ thống thông gió cho giếng mỏ, trong khi Humphrey Davy đã trình bày dự án cải thiện không khí trong tòa nhà quốc hội Anh.

Vào năm 1845, bác sĩ John Gorrie đã phát minh ra máy lạnh nén khí đầu tiên, nhằm điều hòa không khí cho bệnh viện tư của mình Sự kiện này không chỉ giúp ông trở nên nổi tiếng toàn cầu mà còn ghi dấu ấn quan trọng trong lịch sử phát triển của kỹ thuật điều hòa không khí.

Vào năm 1850, nhà thiên văn học người Scotland Piuzzi Smith lần đầu tiên giới thiệu dự án điều hòa không khí bằng máy lạnh nén khí, thu hút sự quan tâm của công chúng nhờ sự tham gia của nhà bác học nổi tiếng Rankine Đến những năm 1860, F Carré ở Pháp đã phát triển những ý tưởng về điều hòa không khí cho các phòng ở và đặc biệt là cho các nhà hát.

Năm 1894, Cty Linde đã phát triển hệ thống điều hòa không khí đầu tiên sử dụng máy lạnh amoniac, nhằm làm lạnh và khử ẩm không khí trong mùa hè Hệ thống này bao gồm dàn lạnh được lắp đặt trên trần nhà, tận dụng nguyên lý đối lưu tự nhiên, với không khí lạnh từ trên cao hạ xuống dưới do mật độ lớn hơn, trong khi máy lạnh được đặt dưới tầng hầm.

Vào năm 1901, một hệ thống kiểm soát nhiệt độ dưới 28°C với độ ẩm phù hợp đã được khánh thành tại phòng hòa nhạc ở Monte Carlo, nơi không khí được làm mát qua buồng phun nước có nhiệt độ 10°C Đến năm 1904, một trạm điện thoại ở Hamburg đã duy trì nhiệt độ mùa hè dưới 23°C và độ ẩm 70% Năm 1910, công ty Borsig đã xây dựng các hệ thống điều hòa không khí tại Koeln và Rio de Janeiro Tuy nhiên, những công trình này chủ yếu chỉ tập trung vào việc kiểm soát nhiệt độ mà chưa hoàn thiện và đáp ứng đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật.

Hai xu hướng cơ bản trong ngành điều hòa không khí đã hình thành: điều hòa tiện nghi cho các phòng ở và điều hòa công nghệ phục vụ nhu cầu sản xuất Vào thời điểm này, Willis, một nhân vật quan trọng, đã đưa ngành điều hòa không khí của Mỹ và toàn thế giới đến một bước phát triển rực rỡ.

H Carrier Chính ông là người đã đưa ra định nghĩa điều hoà không khí là kết hợp sưởi ẩm, làm lạnh, gia ẩm, hút ẩm, lọc và rửa không khí, tự động duy trì khống chế trạng thái không khí không đổi phục vụ cho mọi yêu cầu tiện nghi hoặc công nghệ [1]

Năm 1911, Carrier đã phát triển lý thuyết về độ ẩm của không khí và các phương pháp xử lý để đạt được trạng thái không khí yêu cầu Ông không chỉ là người sáng lập lý thuyết mà còn là người tiên phong trong việc phát minh, thiết kế và chế tạo các thiết bị điều hòa không khí Với những đóng góp to lớn, Carrier đã trở thành một trong những nhân vật vĩ đại nhất trong ngành điều hòa không khí.

Mỗi hệ thống điều hoà không khí bao gồm một máy lạnh (hoặc một nguồn nước lạnh 10°C đủ dùng)

Hệ thống điều hòa không khí đóng vai trò quan trọng trong các khu dân cư và khu công nghiệp, yêu cầu lựa chọn môi chất lạnh cẩn thận Amoniac và dioxit sunfua không được sử dụng do độc hại, trong khi CO2 có áp suất ngưng tụ cao Carrier đã phát triển máy lạnh sử dụng máy nén li tâm với môi chất dicloetylen và diclomêtan, đáp ứng một số yêu cầu ban đầu Sự phát triển của kỹ thuật điều hòa không khí đã thúc đẩy ngành công nghiệp hóa chất tìm kiếm môi chất lạnh mới Năm 1930, Du Pont de Nemours và Co đã sản xuất freon, đáp ứng tốt yêu cầu của điều hòa không khí, góp phần đưa Mỹ trở thành quốc gia dẫn đầu trong ngành công nghiệp này Điều hòa không khí không chỉ phục vụ cho các không gian sống mà còn cho nhiều lĩnh vực khác như nhà hàng, khách sạn và văn phòng, trong khi ở Châu Âu thời điểm đó vẫn được coi là xa xỉ.

Công nghệ điều hoà không khí bao gồm nhiều lĩnh vực sản xuất như sợi dệt, thuốc lá, in ấn, phim ảnh, dược liệu, đổ da, quang học, điện tử, cơ khí chính xác và các phòng thí nghiệm khác Việc áp dụng điều hoà không khí trong các giếng mỏ đã giúp nâng cao sức khoẻ và hiệu suất lao động của công nhân Tại Mỹ, từ năm 1945, điều hoà không khí trong ngành đường sắt đã phát triển mạnh mẽ, với tất cả các toa xe chở khách đều được trang bị hệ thống này Công ty đường sắt Baltimore - Ohio là đơn vị đầu tiên đưa vào sử dụng toa tàu điều hoà không khí bằng nước đá từ năm 1884, và đến năm 1929, các toa tàu đã được trang bị máy lạnh amoniac.

Năm 1930, máy lạnh metylclorid được giới thiệu và đến ngày 24-5-1931, đoàn tàu điều hòa không khí đầu tiên giữa New York và Washington chính thức hoạt động Trước năm 1932, máy lạnh kiểu amoniac và máy nén chạy bằng động cơ xăng được sử dụng Tuy nhiên, từ năm 1932, toàn bộ hệ thống điều hòa không khí đã chuyển sang sử dụng môi chất freon R12 Những thành tựu nổi bật trong lĩnh vực này thuộc về chương trình "Train of Tomorrow" của hãng Frigidaire.

Hãng Carrier đã phát triển máy lạnh ejectơ để điều hòa không khí cho tàu hoả, tận dụng nguồn hơi từ đầu tàu Tuy nhiên, chương trình này không thành công do sự chuyển đổi ngày càng nhiều từ đầu máy hơi nước sang đầu máy diesel và điện.

Mặc dù máy lạnh phát triển nhanh chóng, việc điều hoà tàu hoả bằng nước đá vẫn được sử dụng do tính đơn giản Các cây đá 150 kg tại các trạm tiếp đá đảm bảo điều hoà cho cả đoạn đường, và phương pháp này cũng phổ biến trên tàu thuỷ Đối với máy bay, việc điều hoà không khí, đặc biệt trong buồng lái, trở nên rất quan trọng khi tốc độ bay cao làm tăng nhiệt độ Mặc dù ở độ cao không khí lạnh, nhưng động năng biến thành nhiệt năng do không khí va chạm với vỏ máy bay, tạo ra lớp không khí nóng Để duy trì áp suất trong khoang máy bay, không khí loãng bên ngoài phải được nén, làm tăng nhiệt độ không khí Hệ thống nén khí turbin thường được sử dụng để cung cấp khí nén cho động cơ phản lực, cho thấy chu trình lạnh nén khí là phù hợp cho việc điều hoà không khí trên máy bay.

Để xây dựng một hệ thống điều hòa không khí hoàn chỉnh, chỉ cần trang bị thêm một máy dẫn nở turbin phù hợp và hiệu quả cùng với các thiết bị trao đổi nhiệt thích hợp Điều hòa không khí không chỉ mang lại sự thoải mái mà còn thúc đẩy sự phát triển của bơm nhiệt, một loại máy lạnh sử dụng để sưởi ấm trong mùa đông Bơm nhiệt thực chất là một máy lạnh, nhưng khác biệt ở mục đích sử dụng: nó hoạt động bằng cách tận dụng hiệu ứng lạnh ở thiết bị bay hơi và sử dụng nguồn nhiệt từ thiết bị ngưng tụ.

Bơm nhiệt, do William Thomson (Lord Kelvin) sáng chế năm 1852, có khả năng đạt hệ số nhiệt φ = 30, nghĩa là với 1 kWh công nén, có thể thu được 30 kWh nhiệt để sưởi ấm phòng, khi chênh lệch nhiệt độ giữa nguồn nóng và lạnh là 10°C Mặc dù có tiềm năng lớn, việc phát triển bơm nhiệt gặp khó khăn do chi phí thiết bị và vận hành cao Hiện nay, các máy điều hòa không khí hai chiều (bơm nhiệt) đã trở nên phổ biến và thông dụng trong cuộc sống.

Vai trò của điều hòa không khí

Điều hòa không khí là một lĩnh vực quan trọng trong Kỹ thuật lạnh, hiện đã phát triển thành một ngành khoa học độc lập Ngành này không chỉ có sự phát triển vượt bậc mà còn hỗ trợ hiệu quả cho nhiều lĩnh vực khác.

1.2.1 Đối với con người Điều hòa tiện nghi ngày càng trở nên quen thuộc đặc biệt trong các ngành y tế, văn hóa, thể duc thể thao, vui chơi giải trí và du lịch… Hiện nay, ngành điều hòa không khí nói riêng và ngành Lạnh nói chung đã trở thành một ngành có đóng góp và ý nghĩa hết sức quan trọng trong sự phát triển của nền kinh tế nước nhà

1.2.2 Đối với sản xuất Điều hòa không khí đã hỗ trợ đắc lực cho nhiều ngành kinh tế như: công nghiệp dệt, thuốc lá, chè, các nhà máy bột và giấy, xưởng in ấn,…và không thể thiếu trong các ngành kỹ thuật thông tin, vô tuyến điện tử, vi tính, máy tính, quang học, cơ khí chính xác, sinh học, vi sinh,… mới đảm bảo được chất lượng sản phẩm Điều hòa không khí không chỉ mang lại kết quả cao trong các ngành công nghiệp sản xuất mà còn tăng năng suất cho ngành chăn nuôi Người ta đã thí nghiệm và kết luận rằng năng

5 suất chăn nuôi sẽ tăng lên khoảng 10 - 15% nếu ta điều chỉnh được nhiệt độ và tạo ra khí hậu thích hợp cho từng loại vật nuôi

1.2.3 Mục đích và ý nghĩa của điều hòa không khí Điều hòa không khí là ngành kỹ thuật có khả năng tạo ra bên trong các công trình kiến trúc một môi trường không khí trong sạch, có nhiệt độ, độ ẩm và vận tốc gió nằm trong phạm vi ổn định phù hợp với sự thích nghi của cơ thể con người, làm cho con người cảm thấy dễ chịu, thoải mái không nóng bức vào về mùa hè, không rét buốt về mùa đông, bảo vệ sức khỏe, phát huy năng suất lao động

Điều hòa không khí không chỉ mang lại sự tiện nghi cho con người mà còn đóng vai trò quan trọng trong nhiều quá trình công nghệ Những quá trình này yêu cầu môi trường không khí với nhiệt độ và độ ẩm nằm trong giới hạn nhất định để đảm bảo chất lượng và sản lượng sản phẩm không bị giảm sút.

Các hệ thống điều hòa không khí

1.3.1 Các khâu của hệ thống điều hòa không khí Để thực hiện đièu hòa không khí cần có nhiều thiết bị, các thiết bị có cùng chức năng hợp thành một khâu Hệ thống điều hòa không khí có bốn khâu:

1.3.1.1 Khâu xử lý không khí

Hệ thống điều hòa không khí bao gồm các thiết bị như dàn lạnh để làm lạnh và làm khô không khí, caloriphe để sưởi ấm, giàn phun để tăng độ ẩm, cùng với bộ lọc bụi và tiêu âm nhằm làm sạch không khí.

1.3.1.2 Khâu vận chuyển và phân phối không khí

Nhiệm vụ chính của hệ thống là vận chuyển không khí đã được xử lý đến các vị trí cần thiết, bao gồm quạt gió lạnh, các miệng thổi, miệng hút và đường ống gió; lưu ý rằng nhiều hệ thống điều hòa không khí (ĐHKK) không sử dụng ống gió.

Hệ thống điều hòa không khí (ĐHKK) bao gồm các thiết bị cấp lạnh, cấp nhiệt và cấp nước, trong đó máy lạnh là thiết bị chính với các thành phần như máy nén, thiết bị ngưng tụ, thiết bị tiết lưu, thiết bị bay hơi và quạt gió nóng Đối với các hệ thống ĐHKK lớn, các trạm lạnh, trạm cấp nước và lò hơi thường được bố trí riêng biệt thành các tổ hợp phức tạp, khác với các máy điều hòa công suất nhỏ thường thấy tại các cửa hàng Trong điều kiện khí hậu Việt Nam, việc thiết kế và lắp đặt hệ thống ĐHKK cần được chú trọng để đảm bảo hiệu quả hoạt động.

Lạnh là yếu tố thiết yếu trong hệ thống điều hòa không khí (ĐHKK), với nhiều hệ thống chỉ cung cấp chức năng làm lạnh Mặc dù hầu hết các máy ĐHKK đều đi kèm với máy lạnh, nhưng nhiều người thường nhầm lẫn và đồng nhất máy điều hòa không khí với máy lạnh.

1.3.1.4 Khâu đo lường và điều khiển tự động

Hệ thống điều hòa không khí (ĐHKK) có nhiệm vụ hiển thị và tự động điều chỉnh các thông số trạng thái của không khí, chủ yếu là nhiệt độ và độ ẩm Trong nhiều hệ thống ĐHKK tiện nghi, chỉ có nhiệt độ được tự động điều chỉnh, trong khi độ ẩm thường không được quan tâm, không hiển thị và không điều chỉnh tự động Các hệ thống ĐHKK công nghệ cao thường có hệ thống đo lường và điều khiển tự động phức tạp, với các thiết bị tự động hóa hệ thống lạnh, bao gồm cả thiết bị bảo vệ, nằm trong khâu năng lượng.

1.3.2 Giới thiệu một số hệ thống điều hòa không khí

1.3.2.1 Hệ thống điều hòa không khí cục bộ

Máy điều hòa cục bộ bao gồm máy điều hòa cửa sổ và máy điều hòa 2-3 cụm, với năng suất lạnh lên đến 7 kW (24.000 Btu/h) Các loại máy này nhỏ gọn, hoạt động hoàn toàn tự động, dễ dàng lắp đặt, vận hành và bảo trì Chúng có tuổi thọ trung bình, độ tin cậy cao và giá thành hợp lý, rất phù hợp cho các phòng và căn hộ nhỏ.

Máy điều hòa phòng gặp khó khăn trong việc áp dụng cho các không gian lớn như hội trường, phân xưởng, nhà hàng và các tòa nhà cao tầng Việc lắp đặt dàn nóng bên ngoài có thể làm mất mỹ quan và ảnh hưởng đến kiến trúc của tòa nhà Một trong những loại máy điều hòa thường gặp là máy điều hòa cửa sổ.

Máy điều hòa cửa sổ là thiết bị điều hòa không khí nhỏ gọn nhất, cả về kích thước lẫn công suất lạnh, với năng suất tối đa khoảng 7 kW (24000 Btu/h) Tất cả các thành phần chính như máy nén, dàn ngưng, dàn bay hơi, quạt giải nhiệt, quạt gió lạnh và các thiết bị điều khiển tự động được lắp đặt trong một vỏ bọc nhỏ gọn Thiết bị này thường được phân loại thành năm loại khác nhau, bao gồm các công suất 6 kW và 9 kW.

Hình 1.1: Máy điều hòa cửa sổ [15] b) Máy điều hòa hai cụm

Hình 1.2 mô tả cấu tạo của máy điều hòa không khí, bao gồm hai cụm chính: cụm trong nhà và cụm ngoài trời Cụm trong nhà bao gồm dàn lạnh, bộ điều khiển và quạt ngang dòng, trong khi cụm ngoài trời gồm lốc (máy nén), động cơ và quạt hướng trục Hai cụm này được kết nối bằng các ống gas đi và về, kèm theo ống xả nước ngưng từ dàn bay hơi và đường dây điện, thường được bố trí dọc theo các ống này thành một búi ống.

Máy điều hòa hai cụm mang lại nhiều lợi ích, đặc biệt là khả năng giảm tiếng ồn trong nhà, đáp ứng nhu cầu tiện nghi của gia đình Sự tiện lợi này khiến sản phẩm trở nên phổ biến trong nhiều hộ gia đình.

Một lợi ích nổi bật của hệ thống này là khả năng lắp đặt dễ dàng và linh hoạt trong việc bố trí dàn lạnh và dàn nóng Điều này giúp giảm thiểu sự phụ thuộc vào kết cấu nhà, tiết kiệm diện tích lắp đặt Chỉ cần đục một lỗ nhỏ có đường kính 70 mm, hệ thống vẫn đảm bảo tính thẩm mỹ cao cho không gian sống.

Nhược điểm chính của hệ thống là không thu được gió tươi, do đó cần phải sử dụng quạt để lấy gió tươi Ngoài ra, ống dẫn gas thường dài hơn, dây điện tiêu tốn nhiều hơn, và giá thành lắp đặt cao hơn Khi lắp đặt, dàn lạnh thường cao hơn dàn ngưng, nhưng chiều cao không nên vượt quá 3 m và chiều dài ống dẫn gas không nên quá 10 m Thêm vào đó, việc lắp đặt dàn lạnh bên ngoài có thể ảnh hưởng đến các hộ dân xung quanh.

Hình 1.2: Máy điều hòa hai cụm [13] c) Máy điều hòa nhiều cụm

Vào đầu năm 1994, Daikin, một thương hiệu nổi tiếng của Nhật Bản, đã ra mắt hệ thống điều hòa không khí đa cụm (multi system) với một dàn nóng và từ 3 đến 5 dàn lạnh, phù hợp cho các căn hộ có diện tích từ 3 phòng trở lên.

Hình 1.3: Hệ thống điều hòa không khí multi [16]

1.3.2.3 Hệ thống điều hòa không khí trung tâm VRV/VRF

Hệ thống lạnh VRV (Variable Refrigerant Volume) là công nghệ độc quyền của Daikin, trong khi VRF (Variable Refrigerant Flow) được sử dụng rộng rãi bởi nhiều hãng máy lạnh khác Hệ thống này bao gồm một dàn nóng và nhiều dàn lạnh, với khả năng kết nối lên đến 8 dàn lạnh hoặc nhiều hơn.

Các tiêu chuẩn thiết kế

TCVN 5687-2010: Thông gió - điều tiết không khí

TCVN 13521-2022: Nhà ở và nhà công cộng – Các thông số chất lượng không khí trong nhà

TCXDVN 175-2005: Mức ồn tối đa cho phép trong công trình công cộng

QCVN02: 2022/BXD: Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về số liệu điều kiện tự nhiên dùng trong xây dựng

QCVN04: 2021/BXD: Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về nhà chung cư

QCVN06:2022/BXD quy định các tiêu chuẩn kỹ thuật quốc gia về an toàn cháy cho nhà và công trình, nhằm đảm bảo an toàn cho người sử dụng và tài sản Đồng thời, QCVN09:2017/BXD thiết lập các tiêu chuẩn kỹ thuật quốc gia liên quan đến việc sử dụng năng lượng hiệu quả trong các công trình xây dựng, góp phần bảo vệ môi trường và tiết kiệm chi phí.

QCVN13: 2018/BXD: Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về gara ô-tô

SS553: 2009: Tiêu chuẩn thiết kế thông gió cơ khí và điều hòa không khí (Singapore)

BS EN 12101-6:2005: Tiêu chuẩn PCCC trong thiết kế và xây dựng nhà cao tầng (Anh) ASHRAE 62.1-2016: Tiêu chuẩn thiết kế yêu cầu thông gió không khí trong nhà – Hoa

ASHRAE 90.1-2016: Tiêu chuẩn thiết kế sử dụng năng lượng – Hoa Kỳ

GIỚI THIỆU CÔNG TRÌNH

Tổng quan về công trình

Hình 2.1: Toàn cảnh trụ sở ngân hàng HDBank quận 9 [17]

Dự án Trụ sở HDBank tại Khu Công Nghệ Cao, Quận 9, do ngân hàng HDBank làm chủ đầu tư, có tổng diện tích 10.000 m², tọa lạc tại lô T2-1.5, Đường D1.

HDBank tọa lạc tại TP HCM với hướng tòa nhà hướng Đông Bắc, bao gồm hai tháp và một sảnh tầng, cùng hành lang kết nối giữa hai tháp Mỗi tháp có 12 tầng, một tầng lửng, sân thượng, mái tum và một tầng hầm, với tổng chiều cao đạt 56,9 m, chủ yếu phục vụ cho mục đích văn phòng.

Tầng hầm rộng 3777 m² được thiết kế để phục vụ như gara cho ô tô và xe máy, đồng thời bao gồm các khu vực như buồng thang bộ, thang máy, phòng phục vụ, kho và phòng điện, đáp ứng nhu cầu của tòa nhà.

Tầng 1 bao gồm khu vực sảnh đón thông với ngoài trời và thông với tầng lửng cao 9 m, khu vực cafe và văn phòng tầng 1 chiều cao 5,4 m Tầng lửng gồm văn phòng, khu vực lễ tân và khu phòng tập sức bền, thể hình chiều cao 3,6 m

Tầng 2 gồm phòng bếp, căn tin, văn phòng, phòng họp chiều cao 3,6 m và 3 khán phòng, sảnh khán phòng thông với trần tầng 3 cao 7,2 m

Tầng 3 đến tầng 12 là văn phòng với chiều cao 3,6 m

Trụ sở HDbank quận 9 được trang bị bốn buồng thang bộ N1, bao gồm TH1, TH2, TH3 từ tầng 1 đến tầng sân thượng, và TH4 từ tầng 1 đến tầng 4 Ngoài ra, còn có buồng thang bộ kết nối từ tầng hầm lên tầng 1.

Công trình có 17 phòng đệm tăng áp, bao gồm 6 buồng thang máy vận chuyển khách và 1 thang máy phòng cháy chữa cháy Sảnh thang máy tại tầng hầm được thiết kế với hệ thống tăng áp, trong khi hành lang kết nối giữa tháp 1 và tháp 2 từ tầng lửng đến tầng sân thượng được xây dựng dưới dạng hành lang kín.

Chọn loại hệ thống điều hòa không khí cho công trình

Bài viết phân tích kiến trúc và đặc điểm của trụ sở Hdbank quận 9, một công trình 13 tầng với tổng diện tích điều hòa dưới 2000 m² Mỗi tầng được trang bị cụm dàn nóng VRV/VRF riêng biệt, giúp đáp ứng hiệu quả nhu cầu làm mát Nhóm chúng tôi đã lựa chọn hệ thống lạnh VRV/VRF vì khả năng đáp ứng các yêu cầu của công trình và đảm bảo hiệu suất vận hành trong tương lai.

Hệ thống lạnh cục bộ chỉ phù hợp cho các công trình nhỏ và nhà dân, vì việc lắp đặt dàn nóng bên ngoài có thể làm giảm tính thẩm mỹ và gây khó khăn trong bảo trì Trong khi đó, hệ thống lạnh chiller được khuyến nghị sử dụng cho diện tích điều hòa trên 2000 m² và các tòa nhà văn phòng cao hơn 20 tầng, đặc biệt khi các yêu cầu kỹ thuật của hệ thống VRV/VRF không được đáp ứng.

Điều kiện thiết kế

2.3.1 Điều kiện thiết kế ngoài nhà

2.3.1.1 Cấp điều hòa không khí

Theo mức độ quan trọng của công trình, điều hòa không khí được chia làm 3 cấp như sau:

Hệ thống điều hòa không khí cấp 1 có khả năng duy trì các thông số trong nhà ổn định, bất chấp sự biến đổi nhiệt độ và độ ẩm bên ngoài trong cả mùa hè và mùa đông.

Hệ thống điều hòa không khí cấp 2 đảm bảo duy trì các thông số trong nhà với độ sai lệch không quá 200 giờ mỗi năm, ngay cả khi có biến thiên nhiệt ẩm ngoài trời ở mức cực đại hoặc cực tiểu Đối với các công trình như khách sạn 4 – 5 sao và bệnh viện quốc tế, việc lựa chọn điều hòa cấp 2 là rất cần thiết.

Hệ thống điều hòa không khí cấp 2 có khả năng duy trì các thông số trong nhà với độ sai lệch không quá 400 giờ mỗi năm Các công trình dân dụng như khách sạn, văn phòng, nhà ở, siêu thị, hội trường, rạp hát và rạp chiếu bóng đều phù hợp sử dụng điều hòa không khí cấp 2.

Tại công trình Trụ sở Hdbank quận 9, chúng tôi đã lựa chọn hệ thống điều hòa không khí cấp 2 nhằm duy trì các thông số trong nhà ở trong một phạm vi cho phép, với độ sai lệch không vượt quá 200 giờ mỗi năm.

Trụ sở HDBank quận 9, tọa lạc tại Tp Hồ Chí Minh, cần tính toán hệ thống điều hòa không khí dựa trên nhiệt độ ngoài trời theo TCVN 5687: 2010 Cụ thể, thông số tính toán bên ngoài cho điều hòa không khí được xác định theo số gió không bảo đảm, tính bằng m(h/năm) hoặc hệ số bảo đảm Kbđ.

Nhiệt độ bầu khô vào mùa hè: tN = 36 0 C Độ ẩm tương đối: φN = 49,9%

2.3.2 Điều kiện thiết kế trong nhà

“Theo TCVN 5687: 2010 phụ lục A thông số tính toán của không khí bên trong nhà dùng để thiết kế ĐHKK đảm bảo điều kiện tiện nghi nhiệt” có:

Nhiệt độ yêu cầu: tT = 24 o C Độ ẩm tương đối: φT = 60%

Bảng 2.1: Tiêu chuẩn về độ ồn

Phòng / khu vực Độ ồn (dBA) Ghi chú

TÍNH CÂN BẰNG NHIỆT ẨM BẰNG PHƯƠNG PHÁP CARRIER

Giới thiệu phương pháp CARRIER

Hiện nay, có nhiều phương pháp tính toán cân bằng nhiệt ẩm để xác định năng suất lạnh cần thiết Nhóm chúng tôi đã chọn phương pháp CARRIER để tính toán tải lạnh.

Ta có phương trình cân bằng nhiệt tổng quát

Hình 3.1 Sơ đồ tính các nguồn nhiệt hiện và nhiệt ẩn chính theo Carrier

Nhiệt tổn thất trong hệ thống được phân chia thành ba loại chính: bức xạ Q1, bao che Q2 và nhiệt tỏa Q3, trong đó chỉ có nhiệt hiện Đặc biệt, nhiệt tỏa từ con người, gió tươi và gió rò lọt bao gồm hai thành phần là nhiệt hiện và nhiệt ẩn.

Qt là tổng nhiệt thừa

Qht là nhiệt hiện thừa

Qât là nhiệt ẩn thừa

Q1 là nhiệt tổn thất do bức xạ

Q2 là nhiệt tổn thất qua bao che

Q3 là nhiệt tổn thất do thiết bị tỏa nhiệt

Q4 là nhiệt tổn thất do người

QN là nhiệt do gió tươi mang vào

Q5 là nhiệt do gió lọt mang vào

Q6 là các nguồn nhiệt khác

Tính nhiệt hiện thừa và nhiệt ẩn thừa

3.2.1 Nhiệt hiện bức xạ qua kính Q 11

Mặt trời mọc ở hướng Đông và lặn ở hướng Tây, khiến bức xạ mặt trời tác động lên bề mặt kính thay đổi liên tục Các yếu tố thời tiết ngẫu nhiên cũng góp phần làm cho việc xác định bức xạ qua lăng kính trở nên khó khăn và không chính xác Do đó, theo kinh nghiệm, bức xạ nhiệt qua lăng kính chỉ có thể được xác định gần đúng.

𝑛𝑡 – hệ số tác dụng tức thời

𝑄’11 = F*RT*Ɛc*Ɛds*Ɛmm*Ɛkh*Ɛm*Ɛr (W) 𝑄’11 – Lượ ng nhiệ t bư c xạ tư c thợ i quạ kí nh vạ o pho ng

F - Diện tích bề mặt kính cửa sổ có khung thép, m 2 , nếu bằng khung gỗ lấy bằng 0.85𝐹

𝑅𝑇 – nhiệt bức xạ mặt trời qua cửa kính vào trong phòng, W/m 2 Ɛc - Hệ số ảnh hưởng của cao độ so với mặt nước biển, tính theo công thức: Ɛc = 1 + 𝐻

Hệ số ảnh hưởng của độ chênh nhiệt độ, ký hiệu là Ɛds, được tính toán dựa trên sự chênh lệch giữa nhiệt độ đọng sương môi trường và nhiệt độ đọng sương của không khí ở mực nước biển, cụ thể là 20 độ C Công thức tính Ɛds được xác định như sau: Ɛds = 1 - (ts - 20).

Hệ số ảnh hưởng của mây mù được xác định với Ɛmm = 1 khi trời không mây và Ɛmm = 0.85 khi có mây Hệ số ảnh hưởng của khung kim loại là Ɛkh = 1.17 Ngoài ra, còn có các hệ số khác như Ɛm cho kính và Ɛr cho mặt trời.

Vì công trình sử dụng khác kính cơ bản và có rèm che nên RT được thay bằng nhiệt bức xạ vào phòng khác kính cơ bản Rk:

𝑄’11 = F*Rk*Ɛc*Ɛds*Ɛmm*Ɛkh*Ɛm*Ɛr (w) Với:

RN – Bức xạ mặt trời đến bên ngoài mặt kính

R – Bức xạ mặt trời qua kính vào trong không gian điều hòa αk, τk, αm, τm, ρk, ρm – Hệ số hấp thụ, xuyên qua, phản xạ của kính và màn che

3.2.1.2 Xác định các hệ số và tính nhiệt bức xạ qua kính Q 11

Hệ số ảnh hưởng của độ cao so với mực nước biển Ɛc = 1 + 𝐻

Ta có: Khu vực Quận 9, TP.HCM có độ cao so với mực nước biển từ 5-14m vì vậy ta chọn H1m

Bảng 3.1: Hệ số ảnh hưởng của độ cao so với mặt nước biển đối với các tầng của tòa nhà HD BANK Quận 9

Tầng Độ cao (m) Hệ số ảnh hưởng Ɛc

Theo như bảng số liệu 3.1 ta thấy hệ số ảnh hưởng của độ cao so với mực nước biển là không đáng kể nên ta chọn Ɛc = 1

Hệ số chênh lệch nhiệt độ đọng sượng Ɛđs

Theo TCVN 5687:2010, phụ lục B quy định các thông số tính toán bên ngoài cho hệ thống điều hòa không khí, với số giờ không bảo đảm được tính bằng m (h/năm) hoặc hệ số bảo đảm Kbđ có tN = 36.

0c, φN = 49,9%, trạ đồ thị t-d ta cóts = 23.908 Ɛds = 1 - ( 𝑡 𝑠 −20)

Chọn hệ số ảnh hưởng củạ mây mù khi trời không có mây Ɛmm = 1

Công trình sử dụng khung kim loại, chọn Ɛkh = 1.17

Công trình sử dụng kính calorex 10 mm, ta chọn Ɛm = 0.57

Công trình HD Bank Quận 9 sử dụng kính calorex 10 mm và màn che màu trung tính, dẫn đến hệ số Ɛr = 0.65, theo bảng 4.3 TL [1].

Vì công trình sử dụng rèm che màu trung tính theo bảng 4.4 [1] nên ta có:

Vì hệ thống điều hòa không khí hoạt động trong giờ hành chính từ 6h sáng đến 4h chiều (trong các giờ có nắng) nên RT = RTmax

Thành phố Hồ Chí Minh nằm ở bán cầu Bắc, vĩ độ 10 Tra bảng 4.2 tài liệu [1] vào tháng 6 ta được các thống số như bảng 3.2 dưới đây

Bảng 3.2: Hệ số R Tmax theo từng hướng

Tây Bắc 483 548.86 252.86 Đông Bắc 483 548.86 252.86 Đông Nam 173 196.6 90.574

Hệ số tác dụng tức thời nt ta xác định dựa vào gs

23 gs – Khối lượng riêng diện tích trung bình (kg/m 3 ) của toàn bộ kết cấu bao che vách, trần, sàn

G' – Khối lượng tường có mặt ngoài tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn nằm trên mặt đất (kg)

G’’ - Khối lượng tường không tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn không nằm trên mặt đất (kg)

Từ bảng 4.11 tài liệu [1] trang 166 ta tra được mật độ của Bêtông cốt thép = 2400 kg/m 3 , Bêtông gạch vỡ = 1800 kg/m 3

0.2 * 1800 = 360 kg/m 2 Khối lượng 1m 2 sàn dày 0.2m làm từ bê tông cốt thép:

Ví dụ: Tính cho văn phòng 1 ở tầng 3 có:

Diện tích kính không tiếp xúc với bức xạ mặt trời: 12 m 2

Diện tích kính tiếp xúc với bức xạ mặt trời: 48 m 2

Tổng diện tích tường gồm kính tiếp xúc với bức xạ mặt trời 172.44 m 2

Tổng diện tích tường gồm kính ko tiếp xúc với bức xạ mặt trời: 127.296 m 2

Diện tích tường tiếp xúc với bức xạ mặt trời: 124.44 m 2

Diện tích tường không tiếp xúc với bức xạ mặt trời: 115.296 m 2

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

G' = 360*(172.44-48) = 44798.4 kg Khối lượng tường có mặt ngoài không tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn không nằm trên mặt đất

Bảng 3.3: Giá trị khối lượng riêng diện tích trung bình của toàn bộ kết cấu bao che vách, trần, sàn của các phòng trong tòa nhà

Tầng Tên phòng Fs(m 2 ) G’ (kg) G’’(kg) gs (kg/m 2 )

2 Hành lang phục vụ + phụ trợ 71.1 26179.2 93009.6 1022.27

Vì công năng và diện tích của các phòng 5,7,9,11 và 6,8,10,12 là như nhau nên nhóm em chỉ tính đại diện là tầng 5 và tầng 6

Theo bảng 4.6 [1], khi giá trị gs ≥ 700, hệ số tác động tức thời của lượng bức xạ mặt trời qua cửa kính có màn che bên trong đạt giá trị lớn nhất, tương ứng với các hướng khác nhau.

Bảng 3.4: Giá trị n t theo các hướng

Tây Bắc 0.61 17 Đông Bắc 0.58 7 Đông Nam 0.64 10

Từ các số liệu trên ta tính được nhiệt bức xạ vào văn phòng 1 của tầng 3 là:

𝑄’11 = F * Rk * Ɛc * Ɛds *Ɛmm * Ɛkh * Ɛm * Ɛr

Lượng nhiệt bức xạ qua kính vào phòng Q11

Bảng 3.5: Nhiệt hiện bức xạ qua kính Q 11 của các phòng trong tòa HD Bank Quận

2 Hành lang phục vụ 214 ĐB 62,64 6555.68 0.58 3802.29

3.2.2 Nhiệt hiện truyền qua mái bằng bức xạ và do Δt: Q 21

Mái bằng của phòng điều hòa có ba dạng:

Dạng 1: Phòng điều hòa nằm giữa các tầng trong một tòa nhà điều hòa, nghĩa là bên trên cũng là phòng điều hòa khi đó Δt = 0 và Q21 = 0

Dạng 2: Phía trên phòng điều hòa đang tính là phòng không điều hòa, khi đó lấy k ở bẳng 4.15 tài liệu [1] khi đó Δt = 0.5*(tN - tT) và Q21 = k*F*Δt

F – diện tích sàn, m 2 ; Δt – 0,5*(tN - tT), trung bình hiệu nhiệt độ bên ngoài và bên trong; Δt = 0.5*(36 - 24) = 6 o C k – hệ số truyền nhiệt qua sàn hoặc nền, W/m 2 K, bảng 4.15 tài liệu [1];

Dạng 3: Trường hợp trần mái có bức xạ mặt trời, đối với tòa nhà nhiều tầng, đây là mái tầng thượng thì lượng nhiệt truyền vào phòng gồm 2 thành phần, do ảnh hưởng của bức xạ mặt trời và do sự chênh lệch nhiệt độ giữa không khí trong nhà và ngoài nhà Việc xác định chính xác lượng nhiệt này cũng như việc xác định độ trễ, cường độ, thời điểm đạt cực đại là khá phức tạp Trong kỹ thuật điều hòa không khí người ta tính toán gần đúng theo biểu thức sau:

Dòng nhiệt vào không gian cần điều hòa chủ yếu do sự tích nhiệt của kết cấu mái và chênh lệch nhiệt độ giữa không khí bên ngoài và bên trong Hệ số truyền nhiệt qua mái (k21) phụ thuộc vào cấu trúc và vật liệu mái Theo bảng 4.9 trong tài liệu [1], giá trị k21 được xác định là 1.42 W/m² K cho trần bê tông dày 300 mm cùng với lớp vữa xi măng cát dày.

25 mm trên có lớp bitum, trần giả bằng thạch cao 12 mm

F21 – diện tích khu vực/ phòng m 2 ; Δttđ – hiệu nhiệt độ tương đương; Δttđ = tNef – tT = tN + 𝜀 𝑠 𝑅 𝑁

Trong bài viết này, chúng ta xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến nhiệt độ không khí trong và ngoài trời Cụ thể, nhiệt độ không khí ngoài trời (tN) được ghi nhận là 36°C, trong khi nhiệt độ không khí trong phòng (tT) là 24°C Hệ số hấp thụ bức xạ mặt trời (εs) của một số bề mặt mái cũng được đề cập, với gạch tráng men màu trắng có εs = 0.26 theo tài liệu [1].

𝛼N – hệ số tỏa nhiệt phía tường ngoài

 𝛼N = 20 W/m 2 K – hệ số tỏa nhiệt phía tường ngoài khi tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài

 𝛼N = 10 W/m 2 K - hệ số tỏa nhiệt phía tường ngoài khi tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài

 𝛼N = 10 W/m 2 K – khi tường tiếp xúc với không gian điều hòa

𝛼T – hệ số tỏa nhiệt phía trong nhà; 𝛼T = 10 W/m 2 K

RN – bức xạ mặt trời đến bên ngoài mái; RT = 789 W/m 2 tra bảng 4.2 tài liệu [1], RN

Bảng 3.6: Hệ số truyền nhiệt của trần mái bằng (trần tầng thượng) k 21 , W/m 2 K

Mô tả cấu tạo trần mái (trần tầng thượng) Trần giả bằng thạch cao

12 mm Trần bê tông dày 300 mm lớp vữa xi măng cát dày 25 mm trên có lớp bitum, 797 kg/m 2 Mùa hè k21 = 1.42 W/m 2 K

Bảng 3.7: Hệ số truyền nhiệt của sàn hay trần k, W/m 2 K

Mô tả cấu tạo của sàn hoặc trần Có lát gạch Vinyl 3 mm Sàn bê tông dày 300 mm có lớp vữa ở trên 25 mm

* Xét phòng bảo vệ ở tầng hầm có nhiệt truyền qua mái dạng 2 với diện tích mái

Tương tự ta tính cho các không gian khác thuộc trường hợp nhiệt truyền qua mái dạng

2 Số kiệu tính toán được điền vào bảng 3.8

Bảng 3.8: Nhiệt truyền qua mái của phòng điều hòa dạng 2

Hầm Phòng nghỉ tài xế 2.15 20.7 6 267

Hầm Y tế + nghỉ nhân viên 2.15 20.2 6 260.6

* Xét văn phòng 1 tầng 12 tháp 1 có nhiệt truyền qua mái dạng 3 với diện tích mái F

Tương tự ta tính cho các không gian khác thuộc trường hợp nhiệt truyền qua mái dạng

3 Số kiệu tính toán được điền vào bảng dưới 3.9

Bảng 3.9: Nhiệt truyền qua mái của phòng điều hòa dạng 3

3.2.3 Nhiệt hiện truyền qua vách Q 22

Nhiệt truyền qua vách Q22 gồm hai thành phần:

Dạng 1: Do chênh lệch nhiệt độ giữa ngoài trời và trong nhà Δt = tN – tT

Dạng 2: Do bức xạ mặt trời vào tường, tuy nhiên phần nhiệt này được coi bằng không khi tính toán

Nhiệt truyền qua vách được tính theo biểu thức:

Q2i – nhiệt truyền qua tường, cửa ra vào (gỗ, nhôm), cửa sổ (kính) , ki – hệ số truyền nhiệt tương ứng của tường, cửa, kính, W/m 2 K;

Fi – diện tích tường, cửa, kính, m 2 ; Δt – hiệu nhiệt độ trong và ngoài nhà Δt = tN – tT, K

Nhiệt truyền qua tường được xác định bằng biểu thức:

Q22tn - Nhiệt truyền qua tường giáp ngoài trời

Q22tt - Nhiệt truyền qua tường giáp không gian trong nhà không điều hòa

 F22tn – diện tích tường tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài m 2 ;

 F22tt – diện tích tường với không gian không điều hòa hoặc tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài m 2 ; Δtt – hiệu nhiệt độ trong và ngoài nhà, K;

 Khi tường tiếp xúc với không khí ngoài trời Δt22tn = tN – tT = 36 – 24 o C

 Khi tường tiếp xúc với không gian điều hòa Δtt = 0

 Khi tường tiếp xúc với không gian không điều hòa Δt22tt = 0.5*(tN -tT) 0.5*(36 - 24) = 6 o C kt – hệ số truyền nhiệt của tường, W/m 2 K;

𝛼N – hệ số tỏa nhiệt phía tường ngoài

 𝛼N = 20 W/m 2 K – hệ số tỏa nhiệt phía tường khi tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài

 𝛼N = 10 W/m 2 K - hệ số tỏa nhiệt phía tường khi tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài

 𝛼N = 10 W/m 2 K – khi tường tiếp xúc với không gian không điều hòa

𝛼T – hệ số tỏa nhiệt phía trong nhà; 𝛼T = 10 W/m 2 K

Ri – nhiệt trở dẫn nhiệt của lớp vật liệu thứ i của cấu trúc tường, m 2 K/W;

𝛿i – độ day lớp vật liệu thứ i của cấu trúc tường, m; λi –hệ số dẫn nhiệt của lớp vật liệu thứ i của cấu trúc tường, W/mK; bảng 4.11 tài liệu

Bảng 3.10: Độ dày và hệ số dẫn nhiệt của tường ngoài dày 200 mm

Tường ngoài dày 200 mm Độ dày 𝛿 (mm) Hệ số dẫn nhiệt λ (W/mK)

Hệ số truyền nhiệt của tường giáp ngoài trời k 22tn = 1

𝛼N = 20 W/m 2 K – hệ số tỏa nhiệt phía tường ngoài khi tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài

𝛼T = 10 W/m 2 K– hệ số tỏa nhiệt phía tường trong nhà;

Hệ số truyền nhiệt của tường giáp không gian trong nhà không điều hòa k 22tn = 1

𝛼N = 10 W/m 2 K – khi tường tiếp xúc với không gian không điều hòa hoặc tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài

𝛼T = 10 W/m 2 K– hệ số tỏa nhiệt phía tường trong nhà hoặc tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài k 22tt = 1 1 αN + δg λg +2 δv λv + 1 αT

Ví dụ: Tính nhiệt truyền qua tường tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài của văn phòng 1 tầng 5 tháp 1:

Hệ số truyền nhiệt k22tn = 2.39 W/m 2 K

Hiệu nhiệt độ bên trong và bên ngoài: Δt22tn = tN – tT = 36 - 24 = 12 o C

Nhiệt truyền qua tường tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài là:

Tương tự ta tính cho các không gian còn lại Số liệu tính toán được điền vào bảng 3.11

Bảng 3.11: Nhiệt truyền qua tường ngoài tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài

Tầng Khu vực/ phòng k22tn (W/m 2 K) F22tn (m 2 ) Δt22tn ( o C) Q22tn (W)

Hầm Phòng nghỉ tài xế 2.39 15.4 12 441.7

Hầm Y tế + nghỉ nhân viên 2.39 0 12 0

2 Hành lang phục vụ + phụ trợ 2.39 67.7 12 1941.6

Ví dụ: Tính nhiệt truyền qua tường tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài của văn phòng 1 tầng 5 tháp 1

Hệ số truyền nhiệt k22tt = 2.13 W/m 2 K

Hiệu nhiệt độ bên trong và bên ngoài: Δt22tt = 0.5*(tN – tT)= 0.5*(36 - 24) = 6 o C Nhiệt truyền qua tường tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài là:

Tương tự ta tính cho các không gian còn lại Số liệu tính toán được điền vào bảng 3.12

Bảng 3.12: Nhiệt truyền qua tường tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài

Tầng Khu vực/ phòng k22tt

Hầm Phòng nghỉ tài xế 2.13 33.25 6 424.9

Hầm Y tế + nghỉ nhân viên 2.13 70 6 894.6

3.2.3.2 Nhiệt truyền qua cửa ra vào

Tại công trình trụ sở HDBank quận 9, diện tích cửa được tính bằng mét vuông (m²) và hiệu nhiệt độ giữa trong và ngoài nhà (Δt) đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hệ số truyền nhiệt qua cửa (k) tính bằng W/m²K Cửa ra vào được làm bằng kính giống như vách kính, do đó trong quá trình nhập liệu, diện tích vách kính đã bao gồm cả cửa kính, dẫn đến giá trị Q22c bằng 0.

3.2.3.3 Nhiệt truyền qua kính cửa sổ

Fk – diện tích cửa sổ kính, m 2 ;

 F22kn – diện tích kính tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài m 2 ;

 F22kt – diện tích kính với không gian không điều hòa m 2 ; Δtk = hiệu nhiệt độ trong nhà và ngoài nhà

 Khi kính tiếp xúc với không khí ngoài trời Δt22kn = tN – tT = 36 – 24 o C

 Khi kính tiếp xúc với không gian không điều hòa Δt22kt = 0.5*(tN -tT) 0.5*(36 – 24 ) = 6 o C kk – hệ số truyền nhiệt qua kính, W/m 2 K;

𝛿k = 10 mm – độ dày lớp kính; λk = 0.76 W/m.K - hệ số dẫn nhiệt của kính cửa sổ, tra bảng 4.11 tài liệu [1];

Hệ số truyền nhiệt của kính giáp ngoài trời

Hệ số truyền nhiệt của kính giáp không gian trong nhà không điều hòa

Ví dụ: Nhiệt nhiệt truyền qua kính cửa số tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài văn phòng 1 tầng 5 tháp 1

Hệ số truyền nhiệt: kkn = 6.13 W/m 2 K

Diện tích kính cửa sổ: Fkn = 75.1 m 2

Hiệu nhiệt độ bên trong và bên ngoài: Δtkn = tN – tT = 36 – 24 = 12 o C

Tương tự ta tính cho các không gian còn lại Số liệu tính toán được điển ở bảng 3.13

Bảng 3.13: Nhiệt truyền qua kính cửa sổ tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài

Tầng Phòng/ khu vực kkn

Hầm Y tế + nghỉ nhân viên 6.13 0 12 0

2 Hành lang phục vụ + phụ trợ 6.13 0 12 0

Ví dụ: Nhiệt nhiệt truyền qua kính cửa số tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài văn phòng 1 tầng 5 tháp 1

Hệ số truyền nhiệt: kkt = 4.69 W/m 2 K

Diện tích kính cửa sổ: Fkt = 12.3 m 2

Hiệu nhiệt độ bên trong và bên ngoài: Δtkt = 0.5*(tN – tT)= 0.5*(36 – 24 )= 6 o C

Tương tự ta tính cho các không gian còn lại Số liệu tính toán được điển ở bảng 3.14

Bảng 3.14: Nhiệt truyền qua kính cửa sổ tiếp xúc không gian không điều hòa

Tầng Phòng/ khu vực kkt

2 Hành lang phục vụ + phụ trợ 4.69 0 6 0

*Tính nhiệt truyền qua vách cho văn phòng 1 tầng 5

Nhiệt truyền qua tường Q22t = Q22tn + Q22tt = 7150.3 + 629.9 = 7780.2 W

Nhiệt truyền qua cửa ra vào Q22c = 0

Nhiệt truyền qua kính cửa sổ Q22k = Q22kn + Q22kt = 4880.5 + 304.7 = 5185.2 W Nhiệt truyền qua vách Q22 = 7780.2 + 0 + 5185.2 = 12965.4 W

Tương tự ta tính cho các không gian còn lại Nhiệt truyền qua vách công trình HDBank quận 9 được điền ở bảng dưới

Bảng 3.15: Nhiệt truyền qua vách công trình HDBank quận 9

Hầm Y tế + nghỉ nhân viên 894.6 0 64.7 959.3

2 Hành lang phục vụ + phụ trợ 2028.5 0 0 2028.5

3.2.4 Nhiệt hiện truyền qua nền Q 23

Nhiệt truyền qua nền được xác định theo biểu thức:

Diện tích nến hoặc sàn được tính bằng mét vuông (m²), trong khi Δt là hiệu nhiệt độ giữa bên trong và bên ngoài (tN - tT) Hệ số truyền nhiệt qua nền hoặc sàn được ký hiệu là k và đo bằng W/m²K Theo bảng 4.15 trong tài liệu [1], cấu tạo sàn bao gồm bê tông dày 300 mm, lớp vữa phía trên dày 25 mm, và gạch Vinyl dày 3 mm, cho thấy k = 2.15 W/m²K.

Với nhiệt truyền qua nền hoặc sàn ở đây cũng có 3 dạng

Dạng 1: Sàn đặt ngay trên mặt đất lấy k của sàn bê tông dày 300 mm, Δt = tN – tT = 36 – 24 = 12 o C

Dạng 2: Sàn đặt trên tầng hầm hoặc phòng không điều hòa, Δt = 0.5*(tN – tT) = 0.5*(36 – 24) = 6 o C

Dạng 3: Sàn giữa hai phòng điều hòa Q23 = 0

* Với phòng bảo vệ ở tầng hầm nằm ngay trên mặt đất ta có:

Hiệu nhiệt độ bên ngoài và bên trong Δt = (36 – 24) = 12 o C

Diện tích nền phòng bảo vệ F = 18.7 m 2

Từ đó xác định được nhiệt truyền qua nền của phòng bảo vệ tầng hầm là:

* Với văn phòng 3 tầng 1 nằm trên tầng hầm ta có:

Hiệu nhiệt độ bên ngoài và bên trong Δt = 0.5*(36 - 12) = 6 o C

Diện tích sàn văn phòng 3 tầng 1 F = 319.6 m 2

Từ đó xác định được nhiệt truyền qua sàn của văn phòng 3 tầng 1 là:

Tương tự ta tính cho các phòng ở các tầng còn lại Số liệu tính toán được điền ở bảng 3.16 và 3.17

Bảng 3.16: Nhiệt truyền qua nền đặt ngay trên mặt đất

Bảng 3.17: Nhiệt truyền qua sàn đặt trên hầm hoặc phòng không điều hòa

3.2.5 Nhiệt hiện tỏa do đèn chiếu sáng Q 31

Nhiệt hiện tỏa do đèn chiếu sáng được xác định bằng công thức:

Q31 = nt * nđ * Q = nt * nđ * qs * F (w) Trong đó:

Q: tổng nhiệt tỏa do chiếu sáng qs – mật độ chiếu sáng 12 W/m 2

Vì công trình sử dụng đèn huỳnh quang nên ta có công thức tổng nhiệt tỏa do chiếu sáng là:

N là tổng công suất ghi của bóng đèn, trong khi nt là hệ số tác dụng tức thời của đèn chiếu sáng Đối với công trình HD Bank Quận 9, thuộc loại công sở, hệ số tác dụng đồng thời được chọn trong khoảng từ 0.7 đến 0.85.

VD: Xét văn phòng 1 tầng 3 ta có: qs = 12 W/m 2 , F = 378 m 2 , nt = 0.88 tra bảng 4,8 [1]

Nhiệt tỏa do đèn chiếu sáng Q31 của tầng 3 văn phòng 1 là

Tương tự ta tính cho các không gian còn lại Số liệu tính toán được điền ở bảng 3.18

Bảng 3.18: Nhiệt tỏa do đèn chiếu sáng

Tầng Tên phòng F (m 2 ) qs (W/m 2 ) nt nd Q31 (W)

Hầm Phòng nghĩ tài xế 20.7 12 0.9 0.85 190

Hầm Y tế + Nghĩ nhân viên 20.2 12 0.9 0.85 185.4

2 Hành lang phục vụ + hỗ trợ 71.1 12 0.87 0.85 630.9

3.2.6 Nhiệt hiện tỏa do máy móc Q 32

Nhiệt hiện tỏa do máy và dụng cụ dùng điện được xác định bằng công thức:

Ni – công suất điện ghi trên dụng cụ, W

Dựa vào bản vẽ kiến trúc, nhóm em đã ước lượng công suất và thiết bị cho các không gian chức năng như phòng ăn, phòng gym, quán cafe, hội trường và văn phòng Dưới đây là bảng liệt kê công suất tỏa ra của từng thiết bị được sử dụng trong các công trình này.

Bảng 3.19: Tên thiết bị và công suất của từng thiết bị

Tên thiết bị Công suất của mỗi thiết bị (W)

Tủ lạnh 400 Ấm siêu tốc 500

Bảng 3.20: Nhiệt tỏa do máy móc trong tòa HD Bank Quận 9

Tầng Phòng Số thiết bị trong phòng Nhiệt từ số thiết bị (W) Q32 (W)

Phòng nghĩ tài xế 1 tủ lạnh 400

12 máy tính bàn 2400 Văn phòng 5

Phòng gym 5 máy chạy bộ 12500

67 máy tính bàn 13400 Căn tin

1 máy chiếu 800 Văn phòng 2 1 máy photocopy 1200

3.3.7 Nhiệt hiện và ẩn do người tỏa ra Q 4

Q4 = Q4h + Q4a , (W) Nhiệt hiện do người tỏa vào phòng đối với tòa nhà lớn được xác định bằng biểu thức:

Công thức tính toán Q4h = nđ * nt * n * qh (W) được áp dụng trong công trình HD Bank Quận 9, một tòa nhà cao tầng công sở Trong đó, hệ số tác dụng đồng thời (nđ) được chọn là 0,9 Hệ số tác dụng tức thời (nt) và số người (n) trong phòng điều hòa cũng cần được xác định, cùng với nhiệt lượng tỏa ra từ một người (qh), đơn vị W/m².

Nhiệt ẩn do người tỏa được xác định bằng biểu thức:

Q4â = n * qâ, (W) Trong đó: n – số người trong phòng điều hòa qâ – nhiệt ẩn do người tỏa ra, W/người

Văn phòng 1 ở tầng 5 có diện tích 791 m² và mật độ 9 m²/người, cho phép tối đa 87 người Theo bảng 4.8, n = 87 và nt = 0.88, với nđ = 0.9 Mỗi người sẽ tiêu thụ 74 W, được nội suy từ bảng 4.18 khi nhiệt độ phòng là 24°C Ngoài ra, qh là 76 W/người, cũng được nội suy từ bảng 4.18 với cùng điều kiện nhiệt độ.

Nhiệt hiện do người tỏa ra là:

Nhiệt ẩn do người tỏa ra là:

Tính toán tương tự ta được kết quả của các phòng còn lại trong không gian điều hòa ở bảng 3.21

Bảng 3.21 Nhiệt hiện và nhiệt ẩn do người mang vào

Số người nd nt qh

Hành lang phục vụ+phụ trợ

3.3.8 Nhiệt hiện và ẩn do gió tươi mang vào Q hN và Q aN

Kiểm tra đọng sương

Khi có sự chênh lệch nhiệt độ giữa bên trong và bên ngoài, sẽ xuất hiện hiện tượng nhiệt độ trên bề mặt vách bao che, bao gồm cả cửa kính Nhiệt độ bề mặt vách phía nóng không được thấp hơn nhiệt độ đọng sương; nếu bằng hoặc thấp hơn, sẽ dẫn đến hiện tượng đọng sương, gây tổn thất nhiệt lớn và tăng tải lạnh yêu cầu Điều này không chỉ làm giảm hiệu suất năng lượng mà còn ảnh hưởng đến thẩm mỹ do ẩm ướt và nấm mốc.

Hiện tượng đọng sương xảy ra ở bề mặt vách nóng, với mùa hè là bề mặt ngoài nhà và mùa đông là bề mặt trong nhà Để ngăn chặn hiện tượng này, hệ số truyền nhiệt thực tế (kt) của vách cần phải nhỏ hơn hệ số truyền nhiệt cực đại (kmax), theo điều kiện: kt < kmax.

Hệ số tỏa nhiệt phía ngoài nhà (𝛼N) được xác định là 20 W/m² K khi bề mặt ngoài tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời và 10 W/m² K nếu có không gian đệm Nhiệt độ tính toán của không khí ngoài trời (tN) là 36 oC, trong khi nhiệt độ tính toán của không khí trong phòng (tT) là 24 oC Nhiệt độ đọng sương bên ngoài (tsN) được xác định là 23.9 oC dựa trên tN là 36 oC và độ ẩm tương đối (φN) là 49.9.

Hệ số truyền nhiệt cực đại bề mặt ngoài tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời: kmax = 𝛼N

Hệ số truyền nhiệt cực đại bề mặt ngoài tiếp xúc với không gian đệm: kmax = 𝛼N

Hệ số truyền nhiệt qua mái km = 1.42 W/m 2 K

Hệ số truyền nhiệt qua nền: kn = 2.15 W/m 2 K

Hệ số truyền nhiệt qua tường tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời: ktn = 2.39 W/m 2 K

Hệ số truyền nhiệt qua tường tiếp xúc với không gian đệm: ktt = 2.13 W/m 2 K

Hệ số truyền nhiệt qua kính tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời: kkn = 6.13 W/m 2 K

Hệ số truyền nhiệt qua kính tiếp xúc với không gian đệm: kkt = 4.69 W/m 2 K

Hệ số truyền nhiệt thực tế kt của vách nhỏ hơn hệ số truyền nhiệt cực đại kmax, cho thấy rằng không có hiện tượng đọng sương xảy ra trong tất cả các phòng của công trình.

THÀNH LẬP VÀ TÍNH TOÁN SƠ ĐỒ ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ

Lựa chọn sơ đồ điều hòa không khí

Sơ đồ điều hòa không khí được xây dựng dựa trên kết quả tính toán cân bằng nhiệt ẩm, nhằm đáp ứng các yêu cầu về tiện nghi cho con người và công nghệ, đồng thời phù hợp với điều kiện vi khí hậu Các tính toán liên quan đến nhiệt hiện và nhiệt ẩn của phòng là cơ sở quan trọng để thiết lập sơ đồ điều hòa không khí hiệu quả.

Mỗi công trình có những đặc điểm và công năng riêng, do đó cần xây dựng sơ đồ điều hòa không khí phù hợp với từng loại công trình Việc này đảm bảo đáp ứng yêu cầu và tối ưu hóa hiệu quả kinh tế cũng như kỹ thuật Có ba dạng sơ đồ điều hòa không khí phổ biến được áp dụng trong các công trình.

Sơ đồ thẳng là loại sơ đồ không có chu trình tuần hoàn không khí từ phòng trở lại thiết bị xử lý không khí Trong sơ đồ này, toàn bộ không khí được đưa vào thiết bị xử lý là không khí tươi, đảm bảo chất lượng không khí trong phòng luôn được duy trì tốt.

Sơ đồ tuần hoàn không khí 1 cấp là hệ thống phổ biến nhất nhờ vào tính đơn giản, đảm bảo vệ sinh và dễ vận hành, đồng thời có hiệu quả kinh tế cao Hệ thống này tận dụng nhiệt từ không khí tái tuần hoàn, tuy nhiên, năng suất lạnh và năng suất làm khô sẽ giảm so với sơ đồ thẳng.

Sơ đồ tuần hoàn không khí 2 cấp được áp dụng khi nhiệt độ thổi vào quá thấp, không đáp ứng yêu cầu vệ sinh Mặc dù chi phí đầu tư cao hơn so với sơ đồ tuần hoàn 1 cấp, nhưng nó đảm bảo hiệu quả trong việc duy trì chất lượng không khí.

Công trình HD Bank Quận 9 được thiết kế với hệ thống điều hòa thông thường Sau khi phân tích, nhóm chúng tôi đã quyết định chọn sơ đồ 1 cấp, vì nó phù hợp và đáp ứng đầy đủ các yêu cầu đề ra.

Hình 4.1: Sơ đồ tuần hoàn không khí 1 cấp

Nguyên lý hoạt động của hệ thống thông gió bắt đầu với không khí ngoài trời có trạng thái N và lưu lượng LN được đưa vào buồng hòa trộn 3 qua cửa lấy gió có van điều chỉnh 1 Tại đây, không khí hồi có trạng thái T và lưu lượng LT từ các miệng hồi gió 2 sẽ được hòa trộn, tạo thành hỗn hợp có trạng thái H Hỗn hợp này sau đó được chuyển đến thiết bị xử lý 4, nơi nó được xử lý đến trạng thái O Cuối cùng, không khí đã qua xử lý sẽ được quạt 5 vận chuyển qua kênh gió 6 vào phòng 8, và sau khi ra khỏi miệng thổi 7, không khí sẽ đạt trạng thái cuối cùng.

Vào phòng, quá trình nhận nhiệt thừa QT và ẩm thừa WT diễn ra, sau đó trạng thái V được điều chỉnh đến T Một phần không khí sẽ được thải ra ngoài, trong khi phần lớn không khí sẽ được quạt hồi gió 11 hút vào qua các miệng hút 9 theo kênh 10.

Tính toán sơ đồ điều hòa không khí 1 cấp

Xác định toàn bộ nhiệt thừa và ẩn của không gian có điều hòa

Xác định tổng nhiệt hiện

Xác định tổng nhiệt ẩn

Xác định Q0 bằng tổng lượng nhiệt hiện và nhiệt ẩn

Xác định các điểm T (tT, φT), N (tN, φN) và G (24 0 C, 50%)

Qua T kẻ đường song song với G - Ɛhef cắt φ = 100% ở S, Xác định được nhiệt độ đọng sương ts

Qua S kẻ đường song song với G - Ɛht cắt đường NT tại H , Xác định được điểm hòa trộn H

Qua T kẻ đường song song với G - Ɛhf cắt đường SH tại O Khi không tính đến tổn thất nhiệt từ quạt gió và ống gió, ta có V ≡ O là điểm thổi vào.

Kiểm tra điều kiện vệ sinh

∆tvs ≤ 10 thì đạt tiêu chuẩn vệ sinh

Sau đó tiến hành tính lưu lượng không khí qua dàn lạnh:

Hình 4.2: Sơ đồ tuần hoàn không khí 1 cấp mùa hè

4.2.1 Điểm gốc G và hệ số nhiệt hiện: Ɛ h Điểm gốc G trên ẩm đồ được xác định tại t = 24 0 C, φ = 50% Thang chia hệ số nhiệt hiện được đặt bên phải của ẩm đồ

4.2.2 Hệ số nhiệt hiện phòng RSHF:

Hệ số nhiệt hiện phòng (ký hiệu Ɛhf) là tỷ lệ giữa thành phần nhiệt hiện và tổng nhiệt hiện cũng như nhiệt ẩn trong không gian điều hòa, không bao gồm ảnh hưởng của gió tươi và gió lọt Công thức tính hệ số này là Ɛhf = 𝑄 ℎ𝑓.

Qhf – Tổng nhiệt hiện của phòng (không có nhiệt hiện gió tươi), W;

Qâf – Tổng nhiệt ẩn của phòng (không có thành phần ẩn gió tươi), W;

4.2.3 Hệ số nhiệt hiện tổng GSHF

Hệ số nhiệt hiện tổng được kí hiệu Ɛht, là tỉ số giữa nhiệt hiện tổng và tổng nhiệt Ɛht = 𝑄 ℎ

Qh – thành phần nhiệt hiện, kể cả phần nhiệt hiện do gió tươi và gió lọt mang vào,

QhN có trạng thái ngoài trời

Qâ – thành phần nhiệt ẩn, kể cả phần nhiệt ẩn do gió tươi mang vào, QâN có trạng thái bên ngoài

4.2.4 Hệ số đi vòng Ɛ BF

Hệ số đi vòng (ƐBF) là tỷ lệ giữa lượng không khí đi qua dàn lạnh mà không thực hiện trao đổi nhiệt ẩm so với tổng lượng không khí được thổi qua dàn Công thức tính ƐBF được xác định là ƐBF = 𝐺 / 𝐻.

GH – lưu lượng không khí đi qua dàn lạnh nhưng không trao đổi nhiệt ẩm với dàn, Kg/s, nên vẫn có trạng thái của điểm hòa trộn H;

GO – lưu lượng không khí đi vào dàn lạnh có trao đổi nhiệt ẩm với dàn, Kg/s, và đạt được trạng thái O;

G – tổng lưu lượng không khí qua dàn, kg/s

Hệ số này tra ở bảng 4.22 [1] vì công trình sử dụng điều hòa không khí thông thường nên chọn ƐBF = 0.1

4.2.5 Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng ESHF

Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng được kí hiệu Ɛhef, là tỉ số giữa nhiệt hiện hiệu dụng của phòng và nhiệt tổng hiệu dụng của phòng: Ɛhef = 𝑄 ℎ𝑒𝑓

Qhef – nhiệt hiệu dụng của phòng ERSH

Qâef – Nhiệt ẩn hiệu dụng của phòng ERLH

4.2.6 Nhiệt độ đọng sương của thiết bị

Nhiệt độ đọng sương của thiết bị là nhiệt độ mà hỗn hợp không khí tái tuần hoàn và không khí tươi tiếp tục được làm lạnh Đường Ɛht cắt đường φ = 100% tại điểm S, và điểm S này chính là điểm đọng sương, với nhiệt độ ts là nhiệt độ đọng sương của thiết bị.

Dựa vào bảng 4.24 [1] theo (tT, φT, Ɛhef) ta xác định được nhiệt độ đọng sương của thiết bị

4.2.7 Xác định lưu lượng không khí qua dàn lạnh:

Lưu lượng không khí qua dàn lạnh xác định bằng biểu thức:

L – lưu lượng không khí qua dàn lạnh, l/s;

Qhef – nhiệt hiện hiệu dụng của phòng, W; tT, tS – nhiệt độ trong phòng và nhiệt độ đọng sương, 0 C; ƐBF – hệ số đi vòng

Từ lưu lượng không khí trên ta tính được năng xuất lạnh cho các công năng của từng tầng được xác định bởi công thức:

Qo = G*(IH – IV), (kW) Trong đó:

G – lưu lượng khối lượng không khí qua dàn lạnh, kg/s

G = ρ*L, kg/s ρ – khối lượng riêng không khí ρ = 1.2 kg/m 3 ;

L – lưu lượng thể tích của không khí, m 3 /s;

IH – entanpy không khí điểm hòa trộn ≡ không khí vào dàn lạnh, kJ/kg

IV – entanpy không khí điểm thổi vào ≡ không khí ra khỏi dàn lạnh, kJ/kg

Ví dụ: Tính toán hệ thống điều hòa không khí 1 cấp của phòng họp tầng 2 tháp 2 Tổng nhiệt hiện:

Tổng nhiệt hiện của phòng họp tầng 2 tháp 2 là:

Tổng nhiệt ẩn của phòng họp tầng 2 tháp 2 là:

Hệ số nhiệt hiện của phòng họp tầng 2 tháp 2 là: Ɛhf = 𝑄 ℎ𝑓

Hệ số nhiệt hiện tổng của phòng họp tầng 2 tháp 2 là: Ɛht = 𝑄 ℎ

Hệ số nhiệt hiện hiểu dụng của phòng họp tầng 2 tháp 2 là:

Qhef = Qhf + ƐBF*QhN = 13.2 + 0.1*5.6 = 13.76 kW

Qâef = Qâf + ƐBF*QâN = 3.8 + 0.1*8.9 = 4.69 kW Ɛhef = 𝑄 ℎ𝑒𝑓

13.76+4.69 = 0.75 Thông số trạng thái N, T và điểm gốc G:

Trong nhà: tT = 24 0 C, φN = 60% Điểm gốc: tG = 24 0 C, φN = 50%

Từ các thông số trên kẻ đồ thị và ta tra được tS, tV lần lượt là 14 o C, 16 o C

Kiểm tra điều kiện vệ sinh:

∆tvs = tT – tV = 24 - 16 = 8 0 C ≤ 10 0 C (thỏa điều kiện vệ sinh) Lưu lượng thể tích không khí qua dàn lạnh

1.2∗(24−14)∗(1−0.1) = 1274.1 l/s Lưu lượng khối lượng không khí qua dàn lạnh:

Hình 4.3: Các điểm thông số trạng thái trên ẩm đồ của phòng hợp tầng 2

Từ đồ thị trên, ta xác định được giá trị IH, I0 như sau:

Năng suất lạnh của dàn lạnh là:

Tính toán tương tự cho các phòng còn lại được trình bày cụ thể ở bảng dưới đây

Bảng 4.1: Hệ số nhiệt hiện phòng, hệ số nhiệt hiện tổng và hệ số nhiệt hiện hiệu dụng

Qaf kW εhf εht Qhef kW

Hầm Phòng nghỉ tài xế 4.4 0.7 4.2 0.4 0.91 0.86 4.2 0.4 0.1 0.91 Hầm Phòng bảo vệ 4.4 0.6 4.2 0.3 0.93 0.88 4.2 0.3 0.1 0.93

Hầm Y tế + nghỉ nhân viên 4.6 0.7 4.4 0.4 0.92 0.87 4.4 0.4 0.1 0.92 Hầm Phòng điện nhẹ 9.4 0.3 9.1 0 1 0.97 9.1 0 0.1 1

Lửng Phòng yoga – group x 4.8 5.9 2.8 2.8 0.5 0.45 2.9 3 0.1 0.49 Lửng Phòng gym 52.1 29.4 41.8 13.8 0.75 0.64 42.5 14.9 0.1 0.74

Hành lang phục vụ + phụ trợ

Bảng 4.2: Tải lạnh, nhiệt độ và lưu lượng gió thổi vào phòng

Hầm Phòng bảo vệ 16.5 24 17.5 6.5 2.1 259.3 0.31 53 46 4.3 Hầm

Hầm Phòng điện nhẹ 15.3 24 17.2 6.8 2.1 223.5 0.27 52 44 9.3 Hầm

KIỂM TRA THÔNG SỐ DÀN LẠNH, DÀN NÓNG TRÊN BẢN VẼ SO VỚI TÍNH TOÁN

Kiểm tra dàn lạnh

Công trình HDBank Quận 9 được thiết kế với hệ thống điều hòa không khí VRV của hãng DaiKin, phục vụ làm mát cho từng tầng Ngoài ra, một số ít phòng sử dụng điều hòa cục bộ và AHU Hệ thống VRV bao gồm dàn lạnh dấu trần nối ống gió, cùng với một số phòng trang bị AHU để đảm bảo hiệu quả làm mát.

Bảng 5.1: So sánh tải lạnh

TLPT % (Qo tính tay với Qo bản vẽ)

TLPT % (Qo tính tay với Qo Heat Load) Hầm Phòng nghỉ tài xế 5.7 5.2 6 -9.6 5

Hầm Y tế + nghỉ nhân viên 5.9 5.2 6.2 -13.5 4.8

Hành lang phục vụ + phụ trợ

Kiểm tra dàn nóng

Hệ thống điều hòa VRV là giải pháp điều hòa không khí hiệu quả, bao gồm một dàn nóng kết nối với nhiều dàn lạnh, cho phép một dàn nóng có thể liên kết với tối đa 64 dàn lạnh Hệ thống này thường được sử dụng cho các tòa nhà cao tầng và công trình lớn, mang lại hiệu suất làm mát và sưởi ấm tối ưu.

Tổng chiều dài đường ống gas trong cụm dàn nóng VRV có thể lên đến 1000m Khoảng cách từ cụm dàn nóng đến dàn lạnh VRV có thể lên tơi 90m

Chênh lệch giữa dàn nóng trên cao và dàn lạnh thấp nhất trong cụm lên tớ 50m

Tổng công suất trong cụm dàn nóng lên đến 130%

Số lượng dàn lạnh, chiều dài, độ cao của dàn nóng và các thông số kết nối tại công trình HD BANK Quận 9 đều hợp lý cho hệ thống VRV Dựa vào thông số trong bản vẽ, chúng ta có thể tính toán tỷ lệ kết nối giữa dàn lạnh và dàn nóng theo bảng dưới đây.

Bảng 5.2: Tỉ lệ kết nối giữa dàn nóng và dàn lạnh của hệ VRV tháp 1

Tên Tổng công suất dàn nóng (kW) Tổng công suất dàn lạnh kết nối (kW) Tỷ lệ kết nối (%)

Bảng 5.3: Tỉ lệ kết nối giữa dàn nóng và dàn lạnh của hệ VRV tháp 2

Tên Tổng công suất dàn nóng (kW)

Tổng công suất dàn lạnh kết nối (kW) Tỷ lệ kết nối (%)

TÍNH KIỂM TRA HỆ THỐNG THÔNG GIÓ

Tổng quan về hệ thống thông gió

Hệ thống thông gió cung cấp khí tươi từ bên ngoài vào không gian công trình thông qua đối lưu tự nhiên hoặc cưỡng bức, nhằm mục đích cung cấp ôxy, loại bỏ khói, mùi hôi, và bụi bẩn vi khuẩn, tạo cảm giác thoải mái cho người sử dụng Hệ thống này còn tạo ra sự chênh lệch áp suất giữa các không gian, ngăn chặn sự nhiễm chéo vào những khu vực yêu cầu độ sạch cao và chất lượng không khí tốt Sự chênh lệch áp suất này cũng giúp ngăn chặn khói tràn vào lối thoát hiểm, duy trì thời gian thoát nạn cho con người trong trường hợp hỏa hoạn.

Một số phương pháp tính toán, kiểm tra hệ thống thông gió

Đối với việc tính kiểm tra kích thước ống gió có thể dùng một số phương pháp sau đây:

Phương pháp giảm dần tốc độ là một kỹ thuật đơn giản nhưng yêu cầu người thiết kế phải có kinh nghiệm thực tế Để áp dụng phương pháp này, người thiết kế có thể chủ động điều chỉnh tốc độ gió tại từng đoạn ống, từ ống dẫn đến đường ống chính, các ống nhánh và cuối cùng là miệng thổi khuếch tán vào không gian phòng.

Phương pháp phục hồi áp suất tĩnh

Phương pháp ma sát đồng đều là cách chọn tổn thất áp suất ma sát trên mỗi mét ống Δpl cho tất cả các đoạn ống, giúp tính toán thiết kế đường ống gió một cách hiệu quả Nhóm chúng em đã áp dụng phương pháp này kết hợp với phần mềm DuctChecker Pro để kiểm tra và tối ưu hóa hệ thống đường ống gió của công trình.

Tính toán kiểm tra hệ thống cấp gió tươi

6.3.1 Xác định lưu lượng gió tươi

Lưu lượng gió tươi được xác định theo công thức:

L – lưu lượng gió tươi cần thiết, (m 3 /h)

N – Số lượng người trong không gian

LN – lưu lượng gió tươi cần thiết cho 1 người (m 3 /h*người)

Ví dụ: Tính lưu lượng gió tươi tại tầng 6 tháp 2 có diện tích 786.8m 2

Theo phụ lục F – TCVN 5687: 210, tiêu chuẩn xác định số người là 87 người, với lưu lượng gió cấp cho mỗi người là 27 m³/h Từ đó, lưu lượng gió tươi được tính toán theo công thức L = N*LN, kết quả là L = 87*27 = 2349 m³/h.

Lưu lượng gió tươi các khu vực còn lại được tính tương tự và được trình bày ở bảng 6.1

Bảng 6.1: Lưu lượng gió tươi cần thiết cho không gian có điều hòa

Tầng Tên Phòng Số người LN (l/s) Ltt (l/s) Lbv (l/s)

2 Hành lang phục vụ + phụ trợ 11 3.6 39.6 33

6.3.2 Xác định kích thước ống gió

Nhóm em dựa vào lưu lượng có trên bản vẽ và sử dụng phần mềm Duct Checker pro để tính chọn kích thước ống

Ví dụ: Tính kích thước ống gió cho văn phòng của tầng điển hình 3 - 12 tháp 2 dựa vào bản vẽ CAD

Hình 6.1 mô tả hệ thống ống gió tươi cấp cho văn phòng tại tầng điển hình 3 - 12 của tháp 2, với lưu lượng tổng là 2349 m³/h Sau khi nhập lưu lượng vào phần mềm Duct Checker Pro, chúng tôi đã xác định được kích thước ống và lựa chọn kích thước tối ưu với tổn thất áp suất trong 1 mét ống.

Hình 6.2: Xác định kích thước ống gió bằng phần mềm Duct Checker Pro

Bảng 6.2: Kích thước ống gió tươi cấp cho văn phòng của tầng 3-12 tháp 2 Đoạn Lưu lượng

Kích thước ống gió (mm x mm)

Kích thước ống gió mềm ỉ (mm)

Hình 6.3: Kích thước ống gió tươi cấp cho không gian cafe tầng 1 tháp 1

Bảng 6.3: Kích thước ống gió tươi cấp cho không gian cafe tầng 1 tháp 1 Đoạn Lưu lượng

Kích thước ống gió cứng (mm x mm)

Kớch thước ống giú mềm ỉ

Kích thước ống gió tươi cấp cho không gian văn phòng 1 và 2 tầng 1 tháp 1 được thể hiện trong Hình 6.4 và Bảng 6.4, với thông tin chi tiết về lưu lượng.

(m 3 /h) Kích thước ống gió cứng (mm x mm) Kớch thước ống giú mềm ỉ

Hình 6.5 : Kích thước ống gió tươi tầng lửng tháp 1 Bảng 6.5: Kích thước ống gió tươi tầng lửng tháp 1 Đoạn Lưu lượng

(m3/h) Kích thước ống gió cứng (mm x mm) Kớch thước ống giú mềm ỉ

Hình 6.6: Kích thước ống gió tươi cấp cho không gian căn tin tầng 2 tháp 1

Bảng 6.6: Kích thước ống gió tươi cấp cho không gian căn tin tầng 2 tháp 1 Đoạn Lưu lượng

Hình 6.7 và Bảng 6.7 trình bày kích thước ống gió tươi được cấp cho không gian hành lang tầng 2 của tháp 1, cùng với thông tin về lưu lượng.

Hình 6.8 :Kích thước ống gió tươi cấp cho tầng 3 tháp 1 Bảng 6.8: Kích thước ống gió tươi cấp cho tầng 3 tháp 1 Đoạn Lưu lượng

(m 3 /h) Kích thước ống gió cứng (mm x mm) Kớch thước ống giú mềm ỉ

Hình 6.9 mô tả hệ thống đường ống gió tươi cho văn phòng tại các tầng 4 đến 12 của tháp 1 Bảng 6.9 cung cấp thông tin về kích thước ống gió tươi tương ứng với lưu lượng khí từ ống, được đo bằng mét khối trên giờ (m³/h).

Hình 6.10: Kích thước ống tươi cấp cho tầng 1 đến tầng 2 tháp 1

Bảng 6.10: Kích thước ống tươi cấp cho tầng 1 đến tầng 2 tháp 1 Đoạn Lưu lượng (m 3 /h) Kích thước ống gió cứng (mm x mm)

Hình 6.11: Kích thước ống tươi cấp cho tầng 1 và tầng 3 đến tầng 12 tháp 1

Bảng 6.11: Kích thước ống tươi cấp cho tầng 1 và tầng 3 đến tầng 12 tháp 1 Đoạn Lưu lượng (m 3 /h) Kích thước ống gió cứng (mm x mm)

Hình 6.12: Đường ống gió tươi trục đứng từ tầng 1-12 của tháp 2

Bảng 6.12: Kích thước ống gió tươi trục đứng của tầng 1-12 tháp 2 Đoạn Lưu lượng (m 3 /h) Kích thước ống gió

Hình 6.13 minh họa đường ống gió tươi tại tầng 1 của tháp 2, trong khi Bảng 6.13 cung cấp thông tin chi tiết về kích thước ống gió tươi, bao gồm lưu lượng (m³/h) và kích thước ống gió (mm x mm) cũng như kích thước ống gió mềm ỉ (mm).

Hình 6.14: Đường ống gió tươi của tầng lững tháp 2 Bảng 6.14: Kích thước ống gió tươi của tầng lững tháp 2 Đoạn Lưu lượng (m 3 /h) Kích thước ống gió

(mm x mm) Kích thước ống gió mềm ỉ (mm)

Hình 6.15: Đường ống gió tươi của tầng 2 tháp 2

Bảng 6.15: Kích thước ống gió tươi của tầng 2 tháp 2 Đoạn Lưu lượng

(m 3 /h) Kích thước ống gió (mm x mm) Kớch thước ống giú mềm ỉ

Kết luận: Sau khi sử dụng phần mềm Duct Checker pro để tính toán kích thước ống, nhóm em đã ưu tiên lựa chọn đường ống có tổn thất áp suất khoảng 1 pa/m Hệ thống gió tươi của công trình được đánh giá là hợp lý, mặc dù vẫn có một số yếu tố khách quan như không gian và tính thẩm mỹ, dẫn đến một số tầng có sự chênh lệch kích thước nhỏ nhưng vẫn trong giới hạn chấp nhận được.

6.3.3 Xác định tổn thất áp suất trên đường ống cấp gió tươi và chọn quạt cấp gió tươi Đối với hệ thống đường ống cấp gió tươi, để xác định tổn thất trên đường ống gió ta sẽ xác định nhánh dài nhất và có nhiều chi tiết tổn thất cục bộ nhất Thứ tự tính sẽ từ louver lấy gió ngoài trời đến chi tiết cục bộ xa nhất Đối với ma sát dọc đường trên đường ống gió vì nhóm em đã sử dụng phương pháp tổn thất ma sát đồng đều Δpl = 1 Pa/m cho tất cả các đoạn ống Do đó tổn thất áp suất do ma sát dọc đường sẽ bằng chiều dài đường ống gió nhân với tổn thất áp suất trên một mét ống Đối với ống gió mềm tổn thất áp suất được xác định theo kinh nghiệm từ 4-5 Pa/m Đối với louver lấy gió, tiêu âm, và VCD được tham khảo từ “bảng tính nhanh tổn thất áp kinh nghiệm” từ trang web hvacdesign.vn Đối với các chi tiết tổn thất cục bộ như gót giầy, co, cút, giảm size sẽ được tính nhờ phần mềm Ashrae Duct Fitting Database

Sau khi tính tổng tổn thất áp suất ta sẽ cộng thêm 5% hệ số dự phòng

* Ta tiến hành tính tổn thất trục cấp gió tươi cho tầng 1, tầng lửng và tầng 2

90 Đối với trục gió tươi cấp cho tầng 1, tầng lửng và tầng 2 quạt cấp gió tươi đặt ở tầng

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất là từ louver lấy gió tươi ở tầng 1 đi lên tầng 2 Các chi tiết gây tổn thất cục bộ bao gồm louver lấy gió tươi, giảm size, tiêu âm, và các phần chuyển đổi hình dạng trước và sau quạt Ngoài ra, gót giầy kết nối ống gió trục đứng với ống gió trục ngang ở tầng 1, cùng với co 90 độ kết nối giữa ống gió trục ngang ở tầng 2 và ống gió trục đứng cũng góp phần vào tổn thất áp suất.

Hình 6.16: Nhánh có tổn thất lớn nhất của trục cấp gió tươi tầng 1, tầng lửng và tầng 2 tháp 1

Hình 6.17: Tổn thất áp suất qua giảm size

Hình 6.18: Tổn thất áp suất qua tiêu âm

Hình 6.19: Tổn thất áp suất qua vuông chuyển tròn

Hình 6.20: Tổn thất áp suất qua gót giầy

Hình 6.21: Tổn thất áp suất qua Fire damper

Hình 6.22: Tổn thất áp suất qua co 90 o Bảng 6.16: Tổng tổn thất áp suất trên trục cấp gió tươi cho tầng 1, tầng lửng và tầng

STT Tên vật tư Lưu lượng (l/s) Tổn thất Pa Ghi chú

22 Ống gió mềm 2 0.4m*5Pa/m=2Pa

23 Ma sát dọc đường 31.4 31.4m*1Pa/m1.4Pa

Tương tự ta tính tổn thất áp suất cho các trục cấp gió tươi còn lại

Hình 6.23: Quạt cấp gió tươi cho tầng 1, tầng lửng và tầng 2 tháp 1

Bảng 6.17: Tổng tổn thất áp suất trên trục cấp gió tươi cho hành lang phục vụ và phụ trợ tầng 2 và tầng 3 tháp 1

16 Ma sát dọc đường 25 25*1Pa/m4.6Pa

Hình 6.24: Quạt cấp gió tươi cho hành lang phục vụ và phụ trợ tầng 2 và tầng 3 tháp 1

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất của trục cấp gió tươi cho tầng 1 và tầng 3 đến tầng 12 của tháp 1 được thể hiện trong Hình 6.25 Tổng tổn thất áp suất trên trục cấp gió tươi cho tầng 1 và tầng 3 đến tầng 12 của tháp 1 được trình bày trong Bảng 6.18.

STT Tên vật tư Lưu lượng

(l/s) Tổn thất Pa Ghi chú

1 Tiêu âm 6152 100 Tiêu âm dài 1.1m

4 Tiêu âm 6152 100 Tiêu âm dài 1.1m

29 Ống gió mềm 1.5 0.3m*5Pa/m=1.5Pa

30 Ma sát dọc đường 116.6 116.6*1Pa/m6.6Pa

Hình 6.26: Quạt cấp gió tươi cho tầng 1 và tầng 3 đến tầng 12 tháp 1

Nhánh có tổn thất lớn nhất của trục cấp gió tươi cho tầng 1-12 của tháp 2 được thể hiện trong Hình 6.27 Bảng 6.19 cung cấp thông tin chi tiết về tính toán tổn thất áp suất của trục cấp gió tươi cho cùng tầng của tháp 2.

STT Tên vật tư Lưu lượng (l/s) Tổn thất (Pa) Ghi chú

30 Ma sát dọc đường 91 91m*1Pa/m = 91Pa

Hình 6.28: Quạt cấp gió tươi cho tầng 1-12 của tháp 2

6.3.4 Kiểm tra chọn quạt cấp gió tươi

Quạt đóng vai trò quan trọng trong hệ thống thông gió của công trình, với chức năng chính là vận chuyển và phân phối không khí Khi lựa chọn quạt, cần chú ý đến các thông số chính như lưu lượng và cột áp Bên cạnh đó, các yếu tố khác như độ ồn, vận tốc gió và số vòng quay cũng ảnh hưởng đến điều kiện tiện nghi, vận hành và độ bền của hệ thống Nhóm chúng em đã sử dụng phần mềm Fantech để lựa chọn và phân tích các thông số cơ bản của quạt.

Bảng 6.20: Kiểm tra lưu lượng và cột áp quạt cấp gió tươi

Khu vực phục vụ Lưu lượng bản vẽ (l/s)

Cột áp bản vẽ (Pa)

Tầng 1, tầng lửng, tầng 2 tháp 1 2108 300 AP0714AP10/15 2110 300

Hành lang phục vụ tầng 2 và 3 tháp 1 95 100 AP0314AP5/14 100 100

Tầng 1 và tầng 3 đến tầng 12 tháp 1 6152 400 AP0804CP9/23 6150 400

Tầng 1 đến tầng 12 tháp 2 7257 400 AP0904CP6/22 7260 400

Qua bảng trên có thể thấy được các quạt được chọn đều đáp ứng được lưu lượng và cột áp.

Tính toán kiểm tra hệ thống hút gió thải

6.4.1 Xác định lưu lượng hút gió thải

Lưu lượng gió thải được tính bằng công thức

Lt = ACH*V (Theo TCVN 5687 2010) Trong đó:

Lt – lưu lượng gió thải, m 3 /h

ACH – số lần trao đổi không khí, lần/h (Tra phụ lục G-TCVN 5687 2010)

Ví dụ 1: Tính lưu lượng gió thải cho nhà vệ sinh tầng 4-12

Ta có thể tích khu vực nhà vệ sinh của tầng 4-12 là:

Lưu lượng gió thải khu vực vệ sinh của tầng 4-12 là:

Thể tích của khu vực vệ sinh nữ của tầng 4-12 là

Lưu lượng gió thải của khu vực vệ sinh nữ tầng 4 là

Thể tích của khu vực vệ sinh nam của tầng 4-12 là

Lưu lượng gió thải của khu vực vệ sinh nam tầng 4 là

Thể tích của khu vực vệ sinh khuyết tật của tầng 4-12 tháp 2 là

Lưu lượng gió thải của khu vực vệ sinh khuyết tật tầng 4 là

Lưu lượng gió thải của các công năng còn lại còn lại tính tương tự như ví dụ trên được trình bày ở bảng 6.21

Bảng 6.21: Lưu lượng gió thải

Bội số trao đổi không khí ACH (lần/h)

Hầm Viễn thông tập trung 28.7 4 31.9 33

Hầm Phòng KT xử lý nước thải 80.8 14.4 323.2 344

Hầm Bể ngầm xử lý nước thải 484.1 8 1075.8 912

Hầm WC + thay đồ nam 47.8 10 132.8 138

Hầm WC + thay đồ nữ 61.05 10 169.6 204

1 Phụ trợ (cạnh thang TH1) 17.3 4 19.2 21

1 Nhà vệ sinh khuyết tật 16.6 10 46.1 45

4 - sân thượng WC khuyết tật 13.2 10 36.7 45

4 - sân thượng Phòng kỹ thuật 34.2 10 95 92

Bảng trên cho thấy lưu lượng tính toán và bản vẽ không có sự chênh lệch lớn, nhưng vẫn tồn tại một số khu vực với sự khác biệt đáng kể cần được xem xét lại.

6.4.2 Xác định kích thước ống gió thải

Nhóm em sử dụng phần mềm Duct Checker Pro để tính kích thước đường ống gió thải, tính tương tự như kích thước đường ống gió tươi

Hình 6.29: Đường ống gió thải phòng vệ sinh tầng 4-12 Bảng 6.22: Bảng kiểm tra kích thước ống gió thải Phòng vệ sinh của tầng 4-12

Kích thước tính toán (mm x mm)

Kích thước bản vẽ (mm x mm)

Các đoạn ống gió thải còn lại của các tầng được tính tương tự như trên và được trình bày ở bảng 6.23

Bảng 6.23: Bảng kiểm tra kích thước ống gió thải của công trình HD BANK Quận

Kích thước tính toán (mm x mm)

Kích thước bản vẽ (mm x mm)

Vệ sinh nữ Nhỏnh 3,4 200 ỉ 150 367 ỉ 200 Hợp lý Phòng

KT xử AB 1163.52 350x250 1238.4 350x250 Hợp lý

Thay đồ và vệ sinh nữ

Lửng Phòng vệ sinh nam

Kết luận, nhóm em nhận thấy hệ thống gió thải đã được lựa chọn hợp lý, tuy nhiên vẫn cần xem xét một số đoạn ống do các yếu tố như chênh lệch độ cao công trình và tính thẩm mỹ Khi sử dụng Duct Checker Pro, nhóm em đã ưu tiên chọn tổn thất áp suất khoảng 1 pa/m trên 1m ống, dẫn đến một số chênh lệch so với bản vẽ công trình.

6.4.3 Xác định tổn thất áp suất trên đường ống gió thải và chọn quạt hút gió thải Đối với việc xác định tổn thất áp suất trên đường ống hút gió thải ta tính tương tự như hệ gió tươi Đối với ma sát dọc đường trên đường ống gió vì nhóm em đã sử dụng phương pháp tổn thất ma sát đồng đều Δpl = 1 Pa/m cho tất cả các đoạn ống Các chi tiết tổn thất cụ bộ sẽ được tính bằng phần mềm Ashrae Duct Fitting Database Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất được xác định là nhánh xa nhất và có nhiều chi tiết cục bộ nhất Thứ tự tính toán tổn thất áp suất sẽ được tính từ điểm tổn thất xa nhất, đến quạt sau đó ra đên louver

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trong trục hút gió thải bể ngầm xử lý nước thải tầng hầm được thể hiện trong Hình 6.30 Theo Bảng 6.24, tổng tổn thất áp suất của trục hút gió này cũng đạt mức cao nhất, nhấn mạnh sự quan trọng của việc quản lý áp suất trong hệ thống xử lý nước thải.

9 Tiêu âm 1256 22 Tiêu âm dài 1m

12 Tiêu âm 1256 48 Tiêu âm dài 1m

14 Ống gió mềm 8 1.6*5Pa/m=8Pa

15 Ma sát dọc đường 96 96m*1Pa/mPa

Hình 6.31: Quạt hút gió thải bể xử lý nước thải tầng hầm

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất thuộc trục hút gió thải của nhà vệ sinh tại tầng hầm, tầng 1 và tầng lửng được thể hiện trong Hình 6.32 Bảng 6.25 cung cấp thông tin chi tiết về tổng tổn thất áp suất lớn nhất của hệ thống này.

18 Ống gió mềm 10 2m*5Pa/mPa

19 Ma sát dọc đường 31 31*1Pa/m1Pa

Hình 6.33: Quạt hút gió thải cho nhà vệ sinh tầng hầm, tầng 1, tầng lửng

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất tại trục hút gió thải phòng kỹ thuật ở tầng hầm, tầng 1 và tầng lửng được thể hiện trong Hình 6.34 Tổng tổn thất áp suất của trục hút gió thải phòng kỹ thuật tại các tầng này được chi tiết trong Bảng 6.26.

12 Ống gió mềm 5 1m*5Pa/m=5Pa

13 Ma sát dọc đường 20.5 20.5m*1Pa/m 5Pa

Hình 6.35: Quạt hút gió thải phòng kỹ thuật tầng hầm, tầng 1, tầng lửng

Hình 6.36: Nhánh có tổn thất áp suất trục hút gió thải nhà vệ sinh trục C-D tầng 1 tháp

1 Bảng 6.27: Tổng tổn thất áp suất trục hút gió thải nhà vệ sinh trục C-D tầng 1 tháp

9 Ma sát dọc đường 3.2 3.2m*1Pa/m=3.2m

Hình 6.37: Quạt hút gió thải nhà vệ sinh trục C-D tầng 1 tháp 1

Hình 6.38 và Bảng 6.28 trình bày tổng quan về tổn thất áp suất của trục hút gió thải từ nhà vệ sinh cafe tại trục B-C, tầng 1, tháp 1 Thông tin này cung cấp cái nhìn chi tiết về hiệu suất hệ thống thông gió và ảnh hưởng của tổn thất áp suất đến hoạt động của hệ thống.

14 Ống gió mềm 4.5 0.9m*5Pa/m=4.5Pa

15 Ma sát dọc đường 20 20m*1Pa/m Pa

Hình 6.39: Quạt hút gió thải nhà vệ sinh cafe trục B-C tầng 1 tháp 1

Nhánh D-E tại tầng lửng tháp 1 ghi nhận tổn thất áp suất lớn nhất trong hệ thống hút gió thải nhà vệ sinh Bảng tổng hợp cho thấy tổng tổn thất áp suất của trục này cũng đạt mức cao nhất, nhấn mạnh tầm quan trọng của việc kiểm soát và tối ưu hóa hệ thống thông gió để đảm bảo hiệu suất hoạt động.

12 Ống gió mềm 4.5 0.9*5Pa/m=4.5Pa

13 Ma sát dọc đường 9 9m*1Pa/m=9Pa

Hình 6.41: Quạt hút gió thải nhà vệ sinh trục D-E tầng lửng tháp 1

Hình 6.42: Nhánh có tổn thất áp suất trục hút gió thải nhà vệ sinh tầng 2

Bảng 6.30: Tổng tổn thất áp suất trục hút gió thải nhà vệ sinh tầng 2

14 Ống gió mềm 13 2.6*5Pa/mPa

Hình 6.43: Quạt hút gió thải nhà vệ sinh tầng 2

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất là trục hút gió thải từ phòng kỹ thuật tầng 2 đến sân thượng Tổng tổn thất cột áp của trục hút gió thải từ phòng kỹ thuật tầng 2 đến sân thượng được thể hiện trong bảng 6.31.

9 Ma sát dọc đường 92 7 7m*1Pa/m=7.7Pa

Hình 6.45: Quạt hút gió thải phòng kỹ thuật tầng 2 đến sân thượng

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trong trục hút gió thải kho khán phòng tầng 2 được thể hiện trong Hình 6.46 Bảng 6.32 cung cấp tổng tổn thất cột áp cho trục hút gió thải tại khu vực này.

13 Ma sát dọc đường 32 32m*1Pa/m2Pa

Hình 6.47: Quạt hút gió thải kho khán phòng tầng 2

Hình 6.48: Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trục hút gió thải nhà vệ sinh tầng 3

Bảng 6.33: Tổng tổn thất cột áp trục hút gió thải nhà vệ sinh tầng 3

12 Ma sát dọc đường 20 20m*1Pa/m Pa

Hình 6.49: Quạt hút gió thải nhà vệ sinh tầng 3

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trong trục hút gió thải của AHU 2 tầng 3 được thể hiện trong Hình 6.50 Bảng 6.34 cung cấp thông tin chi tiết về tổng tổn thất cột áp của trục hút gió thải phòng AHU 2 tầng 3.

9 Ma sát dọc đường 10.8 10.8m*1Pa/m.8Pa

Hình 6.51: Quạt hút gió thải phòng AHU 2 tầng 3

Nhánh D-E tại tầng 4 tháp 1 ghi nhận tổn thất áp suất lớn nhất trong hệ thống hút gió thải nhà vệ sinh, như thể hiện trong Hình 6.52 Bảng 6.35 cung cấp thông tin chi tiết về tổng tổn thất cột áp của trục hút gió này, cho thấy sự cần thiết phải cải thiện hiệu suất hệ thống thông gió.

12 Ma sát dọc đường 9 9m*1Pa/m=9Pa

Hình 6.53: Quạt hút gió thải nhà vệ sinh trục D-E tầng 4 tháp 1

Hình 6.54 cho thấy nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất của trục hút gió thải từ nhà vệ sinh tầng 4 đến sân thượng Theo Bảng 6.36, tổng tổn thất cột áp của trục hút gió này cũng được ghi nhận, cho thấy sự quan trọng trong việc thiết kế hệ thống thông gió hiệu quả cho tòa nhà.

12 Ma sát dọc đường 21 21m*1Pa/m!Pa

Hình 6.55: Quạt hút gió thải nhà vệ sinh tầng 4 đến sân thượng 6.4.4 Kiểm tra quạt hút gió thải

Bảng 6.37: Kiểm tra lưu lượng và cột áp quạt hút gió thải

Xử lý nước thải 1256 300 AP0564GP6/15 1260 270

Nhà vệ sinh BF, 1F, MF 1574 100 AP0504AP10/24 1570 150

Nhà vệ sinh trục C-D 1F tháp 1 174 60 AP0314AP5/11 170 70

Nhà vệ sinh cafe trục B-

Nhà vệ sinh 2F 821 100 AP0404AP5/32 820 110

Phòng kỹ thuật 2F đến sân thượng 92 50 AP0314AP5/10 92 66

Kho khán phòng 2F 508 80 AP0404AP5/19 510 113

Nhà vệ sinh 3F 423 100 AP0404AP5/14 420 100

Nhà vệ sinh trục D-E 4F tháp 1 450 100 AP0314AP10/31 450 88

Nhà vệ sinh 4F đến sân thượng 404 100 AP0314AP10/29 400 100

Theo bảng trên, lưu lượng không khí và cột áp giữa bản vẽ và tính toán không có sự chênh lệch lớn Tuy nhiên, một số khu vực như xử lý nước thải, nhà vệ sinh BF, 1F, MF có sự chênh lệch cột áp đáng lưu ý, cần được xem xét lại.

TÍNH KIỂM TRA HỆ THỐNG THÔNG GIÓ TẦNG HẦM, HỆ THỐNG HÚT KHÓI HÀNH LANG, HỆ THỐNG TẠO ÁP CẦU THANG

Tính kiểm tra hệ thống thông gió tầng hầm

7.1.1 Mục đích của thống gió tầng hầm

Thông gió tầng hầm, hay còn gọi là thông gió hầm xe, là một yếu tố thiết yếu trong thiết kế hầm gửi xe, nơi thường tích tụ nhiều chất độc hại từ khói xe như CO2 và CO Hệ thống thông gió này không chỉ giúp loại bỏ các chất độc hại mà còn cung cấp không khí tươi, bảo vệ sức khỏe cho người sử dụng Việc đảm bảo thông gió hiệu quả trong tầng hầm là rất quan trọng để duy trì môi trường an toàn và trong lành.

7.1.2 Tính toán lưu lượng gió cấp, gió thải

Lưu lượng không khí được hút ra ngoài được tính bằng công thức:

S – diện tích bãi đậu xe, m 2

H – chiều cao bãi đậu xe, m

ACH – là số lần trao đổi không khí trong một giờ

Có 2 trường hợp về số lần thay đổi không khí trong 1 giờ:

Trường hợp khẩn cấp: ACH = 9

Trường hợp bình thường: ACH = 6

Lưu lượng không khí thải trong trường hợp bình thường là:

Lưu lượng không khí thải trong trường hợp khẩn cấp là:

Sau khi tính toán lưu lượng không khí thải trong chế độ hoạt động bình thường và khẩn cấp, ta cộng thêm 15% hệ số dự phòng, từ đó xác định được lưu lượng không khí thải tổng thể.

Lưu lượng không khí thải trong trường hợp bình thường là:

Lưu lượng không khí thải trong trường hợp khẩn cấp là:

Lưu lượng gió tươi cấp vào hầm xe trong chế độ hoạt động bình thường và khẩn cấp được xác định là 75% - 90% của lưu lượng gió thải trong cùng các chế độ này.

Lưu lượng gió tươi ở chế độ hoạt động bình thường:

Lưu lượng gió tươi ở chế độ hoạt động khẩn cấp:

7.1.3 Tính kiểm tra kích thước đường ống gió thải, cấp hầm xe Để tính kích thước thông gió hầm xe được tính theo trường hợp quạt chạy với tốc độ cao, vận tốc cho phép trong khoảng từ 10 – 15 m/s Và tổn thất áp suất trên 1m ống là 1,2

Hình 7.1: Kích thước ống hút gió thải cho tầng hầm Bảng 7.1: Bảng tính toán kích kiểm tra thước ống gió thải tầng hầm

Kích thước ống gió tính toán (mm x mm)

Kích thước ống gió bản vẽ (mm x mm)

Kết luận: Nhóm em đã sử dụng phần mềm Duct Checker Pro để kiểm tra kích thước thông qua bảng 7.1, và kết quả cho thấy sự chênh lệch kích thước là không đáng kể, vẫn nằm trong mức chấp nhận được.

Hình 7.2 minh họa kích thước ống gió tươi cấp cho tầng hầm, trong khi Bảng 7.2 cung cấp thông tin chi tiết về cách tính toán kích thước ống gió tươi cho tầng hầm dựa trên đoạn lưu lượng (m³/h) Kích thước ống gió được tính toán sẽ được thể hiện qua các thông số (mm x mm) trong bảng.

Kết luận: Mặc dù kích thước tính toán và kích thước bản vẽ có sự chênh lệch, lưu lượng tính toán gần tương đương với lưu lượng bản vẽ Tuy nhiên, khi sử dụng phần mềm Duct Checker Pro, kích thước ống vẫn có sự khác biệt Sự chênh lệch này xuất phát từ việc kích thước trên bảng vẽ cần được điều chỉnh để phù hợp với điều kiện và kết cấu thực tế của công trình.

7.1.4 Tính toán kiểm tra tổn thất áp suất

Tính toán tổn thất áp suất gió trong hầm xe tương tự như việc tính toán tổn thất áp suất của hệ thống gió tươi và gió thải Quá trình này bao gồm hai thành phần chính: tổn thất ma sát trong đường ống và tổn thất ma sát qua các phụ kiện.

Hình 7.3: Trục hút khói hầm xe có tổn thất lớn nhất Bảng 7.3: Tổng tổn thất áp suất của trục gió cấp hầm xe

Từ mối quan hệ giữa lưu lượng và cột áp:

Q1, Q2 – Lưu lượng không khí ở tốc độ thấp và tốc độ cao

P1, P2 – Cột áp ở tốc độ thấp và tốc độ cao

Do hệ số ACH ở tốc độ thấp và tốc độ cao lần lượt là 6 và 9 từ đó xác định được cột áp ở tốc độ cao là: P2 = 2.25*P1 = 2.25*370= 833 Pa

Hình 7.4: Quạt hút khói tầng hầm

Hình 7.5: Trục cấp gió tươi hầm xe có tổn thất lớn nhất Bảng 7.4: Tổng tổn thất áp suất của trục cấp gó tươi hầm xe

Từ mối quan hệ giữa lưu lượng và cột áp:

Q1, Q2 – Lưu lượng không khí ở tốc độ thấp và tốc độ cao

P1, P2 – Cột áp ở tốc độ thấp và tốc độ cao

Do hệ số ACH ở tốc độ thấp và tốc độ cao lần lượt là 6 và 9 từ đó xác định được cột áp ở tốc độ cao là: P2 = 2.25*P1 = 2.25 *385= 866 Pa

Hình 7.6: Quạt cấp gió tươi tầng hầm

Tính toán kiểm tra hệ thống hút khói hành lang

7.2.1 Mục đích của hệ thống hút khói hành lang:

Hệ thống hút khói hành lang được thiết kế nhằm giảm thiểu khói độc, bụi bẩn và các chất ô nhiễm trong khu vực hành lang của công trình, đồng thời ngăn chặn sự lan rộng của đám cháy trong trường hợp xảy ra hỏa hoạn Hệ thống này cũng giúp duy trì không khí thông thoáng, mang lại cảm giác dễ chịu cho người sử dụng.

7.2.2 Tính toán kiểm tra lưu lượng hút khói hành lang

Lưu lượng hút khói hành lang được xác định theo công thức:

G1 = 4300BnH 1,5 Kd, kg/h Trong đó:

G1 – Lưu lượng khói cần hút

B – Chiều rộng của cánh cửa lớn nhất mở từ hành lang vào cầu thang

H – là chiều cao của cửa đi H=2,5m

Kd – là hệ số thời gian mở cửa đi kéo dài tương đối, Kd = 1 n – là hệ số phụ thuộc vào chiều rộng (TCVN 5687 Phụ lục L)

Nhiệt độ cháy t = 300 0 C, trọng lượng riêng trung bình 𝛾 = 0.6 kg/m 3 tra (TCVN

Tính toán lưu lượng hút hành lang sảnh thang máy từ tầng lững đến tầng 12 qua những thông số được đo như sau:

B = 1m, H = 2.1, Kd = 1, n = 0.87 (nôi suy từ bảng L1 tài liệu [2] Phụ lục L)

Lưu lượng hút khói hành lang sảnh thang máy tầng lửng – 12 là:

G1 = 4300BnH 1,5 Kd = 4300*1*0.87*2.1 1.5 *1 = 11384 kg/h = 18974 m 3 /h = 5270 l/s Nhân thêm với hệ số an toàn 10% ta được: G1 = 5270*1.1 = 5797 l/s

7.2.3 Tính toán kiểm tra kích thước đường ông hút khói hành lang

Nhóm em sử dụng phần mềm Duct Checker Pro để tính toán và kiểm tra đường kính ống hút khói hành lang Hệ thống này hoạt động khi có sự cố, vì vậy tốc độ gió trong ống được chọn là 15m/s, dẫn đến tổn thất áp suất trên mỗi mét ống là 3 Pa.

Do lưu lượng, chiều rộng cửa và chiều cao của các khu vực hút khói như hành lang thang máy, hành lang phục vụ, sảnh khán phòng và hành lang phụ trợ đều giống nhau, nhóm chúng tôi đã đại diện tính toán cho khu vực hành lang sảnh thang máy.

Hình 7.7: Đường ống hút khói sảnh thang máy tầng lững đến tầng 12

Bảng 7.5: Kiểm tra kích thước ống gió hút khói sảnh thang máy từ tầng 1-12 Đoạn lưu lượng (m 3 /h)

Kết luận cho thấy có sự chênh lệch giữa kích thước tính toán và kích thước bản vẽ, mặc dù lưu lượng tính toán gần giống với lưu lượng bản vẽ Sử dụng phần mềm Duct Checker Pro để tính toán, kích thước ống vẫn có sự khác biệt Sự chênh lệch này xuất phát từ việc kích thước trên bảng vẽ cần được điều chỉnh để phù hợp với điều kiện và kết cấu thực tế của công trình.

7.2.4 Tính toán kiểm tra tổn thất áp suất của trục hút khói hành lang

Hình 7.8 minh họa nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trong hệ thống hút khói của hành lang khán phòng Theo Bảng 7.6, tổng tổn thất áp suất của trục hút khói trong hành lang khán phòng được trình bày chi tiết, cho thấy sự quan trọng của việc tối ưu hóa thiết kế để đảm bảo hiệu suất hút khói hiệu quả.

19 Ma sát dọc đường 65 65m*1Pa/mePa

Hình 7.9: Quạt hút khói hành lang khán phòng

Hình 7.10: Tổn thất áp suất của trục hút khói sảnh thang máy Bảng 7.7: Tổng tổn thất áp suất của trục hút khói sảnh thang máy

Hình 7.11: Quạt hút khói sảnh thang máy 7.2.5 Tính toán kiểm tra lưu lượng hệ thống hút khói phòng

Theo tiêu chuẩn TCVN 5687 Lưu lượng hút khói phòng được tính bằng công thức:

Pf – là chu vi vùng cháy trong giai đoạn đầu

A – là diện tích của giang phòng y – là khoảnh cách từ mép dưới của vùng cháy đến sàn nhà, y = 3 m

Ks – là hệ số, Ks = 1

Chu vi vùng cháy trong giai đoạn đầu của kháng phòng 1 là:

Lưu lượng hút khói phòng của khán phòng 1 là:

Tính tương tự lưu lượng hút khói phòng của các khu vực khác được tính ở bảng dưới đây,

Bảng 7.8: Tính lưu lượng hút khói phòng

Tầng Công năng Pf (m) Y (m) ks A (m 2 ) Lưu lượng (m 3 /h)

7.2.6 Tính kiểm tra kích thước của hệ thống thông gió hút khói phòng

Tính toán kích thước hệ thống thông gió hút khói phòng tương tự như các hệ thống thông gió khác, nhưng cần lưu ý rằng hệ thống này chỉ hoạt động khi xảy ra sự cố Do đó, trong quá trình tính toán, chúng ta chọn tốc độ gió trong ống là 15m/s và tổn thất áp suất trên mỗi mét ống là 3pa.

Hình 7.12: Ống gió hút khói phòng của quán cafe tầng 1 tháp 1 Bảng 7.9: Kiểm tra kích thước trục hút khói phòng của quán cafe tầng 1 Đoạn lưu lượng (m 3 /h)

Hình 7.13: Ống gió hút khói phòng của văn phòng 1 tầng 1 tháp 2

Bảng 7.10: Kiểm tra kích thước trục hút khói phòng của văn phòng tầng 1 Đoạn lưu lượng (m 3 /h) Kích thước ống gió tính toán (mm x mm)

Hình 7.14 minh họa ống gió hút khói của khán phòng ở tầng 3, trong khi Bảng 7.11 cung cấp thông tin về kích thước trục hút khói tại khán phòng này Đoạn lưu lượng được đo bằng m³/h và kích thước ống gió được tính toán theo đơn vị mm x mm.

Hình 7.15: Ống gió hút khói phòng của khán phòng 2 tầng 3 Bảng 7.12: Kiểm tra kích thước trục hút khói phòng của kháng phòng 2 tầng 3 Đoạn lưu lượng (m 3 /h)

Hình 7.16: Ống hút khói phòng của khán phòng 3 tầng 3 Bảng 7.13: Kiểm tra kích thước trục hút khói phòng của kháng phòng 3 tầng 3 Đoạn lưu lượng (m 3 /h)

Hình 7.17: Ống gió hút khói phòng của văn phòng 1 tầng 5 Bảng 7.14: Kiểm tra kích thước trục hút khói phòng của văn phòng 1 tầng 5 Đoạn lưu lượng (m 3 /h)

Hình 7.18: Ống gió hút khói phòng của văn phòng 2 tầng 5 tháp 2

Bảng 7.15: Kiểm tra kích thước trục hút khói phòng của văn phòng 1 tầng 5

Các công năng trang bị hệ thống hút khói tại HDBank Quận 9 bao gồm văn phòng, căn tin, quán café, phòng gym và khán phòng Lưu lượng và kích thước được trình bày chi tiết ở phần trên Đặc biệt, tầng 5 có kích thước ống và lưu lượng tương đồng với các tầng lững, tầng 3, tầng 4 và tầng 6, vì vậy nhóm em chỉ tính toán cho một tầng đại diện.

Kết luận: Mặc dù kích thước tính toán và kích thước bản vẽ có sự chênh lệch, lưu lượng tính toán gần giống với lưu lượng bản vẽ Tuy nhiên, khi sử dụng phần mềm Duct Checker Pro để tính toán, kích thước ống vẫn có sự khác biệt Sự chênh lệch này xuất phát từ việc kích thước trên bản vẽ cần được điều chỉnh để phù hợp với điều kiện và kết cấu thực tế của công trình.

7.2.7 Tính toán kiểm tra tổn thất của trục hút khói phòng

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất là trục hút khói phòng kháng tại tầng 3 tháp 1, theo Hình 7.19 Tổng tổn thất áp suất của trục hút khói này được trình bày trong Bảng 7.16.

13 Ma sát dọc đường 114 76m*1.5Pa/m4Pa

Hình 7.20: Quạt hút khói khán phòng tháp 1

Hình 21: Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trục hút khói phòng tháp 1

Bảng 7.17: Tổng tổn thất áp suất của trục hút khói phòng kháng phòng tháp 1

Hình 7.22: Quạt hút khói phòng pháp 1

10 Ma sát dọc đường 90 60m*1.5Pa/mPa

Hình 7.23: Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất của trục hút khỏi phòng tháp 2 Bảng 7.18: Tổng tổn thất áp suất của trục hút khói phòng tháp 2

10 Ma sát dọc đường 98 65m*1.5Pa/mPa

Hình 7.24: Quạt hút khói phòng tháp 2

Tính kiểm tra hệ thống tạo áp cầu thang

7.3.1 Mục đích tạo áp cầu thang

Tao áp cầu thang tạo ra áp suất dương để ngăn khói xâm nhập vào buồng thang bộ, thang bộ thoát hiểm, thang máy và phòng đệm thang máy trong các tình huống cháy nổ Điều này giúp bảo vệ người sử dụng, tạo điều kiện thuận lợi cho việc thoát hiểm và hỗ trợ công tác cứu hộ, chữa cháy hiệu quả hơn.

7.3.2 Các tiêu chuẩn, quy chuẩn được sử dụng

Liên quan đến yêu cầu, quy định tạo áp và tính toán ta tham khảo một một số tiêu chuẩn, quy chuẩn:

+ QCVN 06:2022/BXD – Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về an toàn cháy cho nhà và công trình

+ TCVN 5687 : 2010 – Thông gió – điều hòa không khí – tiêu chuẩn thiết kế

Theo QCVN 06:2022/BXD, tiêu chuẩn BS5588 – 1998 part 4 quy định một số khu vực phải tạo áp và thông số tính toán :

+ Tạo áp cho các giếng thang máy nếu các sảnh thang máy các tầng không có tạo áp

Để đảm bảo an toàn phòng cháy chữa cháy, cần tạo áp cho phòng đệm thang máy và giếng thang máy Đồng thời, việc tạo áp cho buồng thang bộ N2 và khoang đệm của thang bộ N3 cũng rất quan trọng, trong khi thang bộ N1 không yêu cầu tạo áp.

+ Tạo áp khoang đệm thang bộ từ tầng hầm lên tầng 1

Tạo áp cho buồng đệm thang bộ loại N2 là yêu cầu bắt buộc trong các nhà chung cư có chiều cao phòng cháy chữa cháy trên 75 m, nhà hỗn hợp có chiều cao phòng cháy chữa cháy trên 28 m, và nhà công cộng có chiều cao phòng cháy chữa cháy trên 50 m.

+ Lưu lượng không khí cấp vào của hệ thống tao áp phải đảm bảo áp suất dư từ 20 –

+ Khi tính tạo áp giếng thang máy thì tính cho tất cả các cửa đóng, chỉ một cửa mở tại tầng dừng chính

+ Khi tính tạo áp cho thang bộ loại N2 là tính ba cửa mở đồng thời ( gồm cửa tầng cháy, cửa ra bên ngoài và cửa mở ra sân thượng

+ Vận tốc dòng không khí qua lỗ cửa mở không nhỏ hơn 1.3 m/s

Hình 7.25: Buồng thang bộ loại N1

Hình 7.26: Buồng thang bộ không nhiễm khói loại N2 và N3 7.3.3 Nguyên lý hệ thống tạo áp

Khi hệ thống quạt tạo áp nhận tín hiệu báo khói, nó sẽ tự động hoạt động để cung cấp một lượng không khí vào không gian cần tạo áp, với mức áp suất từ 20 đến 50 Pa.

Khi áp suất trong không gian cần tạo áp vượt quá 50 Pa, van xả áp cơ và van xả áp điện sẽ tự động mở ra Điều này giúp duy trì áp suất trong khoảng 20 – 50 Pa, đảm bảo sự ổn định trong không gian cần kiểm soát áp suất.

Công trình HDbank quận 9 được thiết kế với bốn buồng thang bộ loại N1 (TH1, TH2, TH3 và TH4) có phòng đệm thông với ngoài trời, giúp thoát khói tự nhiên mà không cần tạo áp Tuy nhiên, chỉ có bốn phòng đệm thang bộ ở tầng hầm được tạo áp Các không gian cần tạo áp bao gồm sảnh thang hàng và sảnh thang máy ở tầng hầm, cùng với giếng thang máy phòng cháy chữa cháy từ tầng hầm đến sân thượng, và sáu giếng thang máy từ tầng hầm lên sân thượng.

7.3.5 Tính kiểm tra kiểm tra lưu lượng không khí tạo áp

Lưu lượng gió tổng tạo áp:

+ Q – Lưu lượng gió tổng cấp vào không gian tạo áp (m 3 /s)

+ Q1 – Lưu lượng gió rò rỉ qua tất cả khe cửa đóng tại áp suất chênh lệch ở 50 Pa (m 3 /s)

+ A – Diện tích khe cửa đóng m 2

+ P – Độ chênh lệch áp tính toán, P = 50 Pa theo QCVN 06:2022/BXD

+ Q2 – Lưu lượng gió qua cửa tầng mở (m 3 /s)

+ v – Vận tốc gió qua cửa mở (m/s), v = 1.3 m/s theo QCVN 06:2022/BXD

*Ví dụ tính lưu lượng không khí tạo áp giếng thang máy phòng cháy chữa cháy Kích thước cửa đơn: cao 2 m rộng 1.1 m

Số lượng cửa thoát hiểm: 15

Chênh lệch áp suất bên trong buồng đệm và bên ngoài P = 50 Pa

Diện tích khe hở cửa đóng tra theo tiêu chuẩn BS 5588-4:1978

Hình 7.27: Diện tích khe hở cửa đóng

Tổng chiều dài khe hở của đóng: 2 + 1.1 + 2 + 1.1 = 6.2 m

Diện tích khe hở cửa đóng với chiều dài khe cửa tiêu chuẩn là 8 m và diện tích khe hở cửa đóng là 0.06 m

8)*0.06 = 0.047 m 2 Tổng diện tích khe hở cửa đóng là

Tổng lưu lượng gió rò rỉ qua khe hở cửa đóng

Lưu lượng gió qua cửa mở

Tổng lưu lượng gió tạo áp

Bảng 7.19: Lưu lượng không khí tạo áp

(l/s) Buồng đệm thang bộ tầng hầm TH1,

Sảnh thang máy tầng hầm

7.3.6 Xác định kích thước ống gió Để xác định kích thước ống gió nhóm em sử dụng phần mềm DuctChecker Pro với tổn thất áp suất trên mỗi mét ống từ 1.5 – 3 Pa/m và vận tốc từ 12 – 15 m/s

Hình 7.28: Kích thước ống gió tạo áp buồng đệm thang bộ TH3, TH4 và sảnh thang hàng

Bảng 7.20: Kích thước ống gió tạo áp buồng đệm thang bộ TH3, TH4 và sảnh thang hàng Đoạn ống Lưu lượng (m 3 /h) Kích thước ống (mm x mm)

Hình 7.29 và Bảng 7.21 trình bày kích thước ống gió tạo áp cho buồng đệm thang bộ TH1, TH2 và sảnh thang máy tại tầng hầm Đoạn ống có lưu lượng ống gió là (m³/h) với kích thước ống được chỉ định là (mm x mm).

Hình 7.30 và Bảng 7.22 trình bày kích thước ống gió tạo áp cho giếng thang máy PL1 – PL3, PL4 – PL6, giếng thang máy PCCC và phòng đệm thang máy PCCC Những thông số này rất quan trọng để đảm bảo an toàn và hiệu quả trong thiết kế hệ thống thang máy và phòng cháy chữa cháy.

Khu vực Đoạn ống Lưu lượng

Kích thước ống (mm x mm) Giếng thang máy PL1 – PL3 và PL4

Giếng thang máy PCCC AB 15120 800x450

Phòng đệm thang máy PCCC AB 3420 500x250

7.3.7 Xác định tổn thất áp suất trên đường ống gió tạo áp và chọn quạt tao áp

Tính toán tổn thất áp suất trên đường ống gió tạo áp tương như tính tổn thất áp suất hệ gió tươi

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trong hệ thống ống gió tạo áp cho buồng đệm thang bộ TH3, TH4 và sảnh thang hàng được thể hiện trong Hình 7.31 Bảng 7.23 cung cấp tổng tổn thất áp suất của trục tạo áp cho buồng đệm thang bộ TH3, TH4 và sảnh thang hàng.

10 Ma sát dọc đường 100 40m*2.5Pa/m0Pa

Hình 7.32: Quạt tạo áp buồng đệm thang bộ TH3, TH4 và sảnh thang hàng

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trong hệ thống ống gió tạo áp cho buồng đệm thang bộ TH1, TH2 và sảnh thang máy tầng hầm được thể hiện trong hình 7.33 Bảng 7.24 cung cấp tổng tổn thất áp suất của trục tạo áp cho buồng đệm thang bộ TH1, TH2 và sảnh thang máy tầng hầm.

12 Ma sát dọc đường 122.8 61.4m*2Pa/m2.8Pa

Hình 7.34: Quạt tạo áp buồng đệm thang bộ TH1, TH2 và sảnh thang máy tầng hầm

Hình 7.35: Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trục tạo áp giếng thang máy PCCC Bảng 7.25: Tổng tổn thất áp suất trục tạo áp giếng thang máy PCCC

9 Ma sát dọc đường 124.2 54m*2.3Pa/m4.2Pa

Hình 7.36: Quạt tạo áo giếng thang máy PCCC

Nhánh có tổn thất áp suất lớn nhất trong trục tạo áp phòng đệm thang máy PCCC được thể hiện trong Hình 7.37 Theo Bảng 7.26, tổng tổn thất áp suất của trục tạo áp phòng đệm thang máy PCCC cũng được nêu rõ, cung cấp cái nhìn tổng quát về hiệu suất và hiệu quả của hệ thống.

Tổng tổn thất 210 54m*2Pa/m8Pa

Hình 7.38: Quạt tạo áp sảnh thang máy PCCC

Nhánh PL1 – PL3 có tổn thất áp suất lớn nhất trong hệ thống trục tạo áp giếng thang máy, như thể hiện trong Hình 7.39 Bảng 7.27 cung cấp thông tin chi tiết về tổng tổn thất áp suất của các nhánh này.

Tổn thất (Pa) Ghi chú

9 Ma sát dọc đường 23.1 10.5m*2.2Pa/m#.1Pa

Tổng tổn thất áp suất trục tạo áp giếng thang máy PL4 – PL6 tương tự với tổng tổn thất áp suất trục tạo áp giếng thang máy PL1 – PL3

Hình 7.40: Quạt tạo áp giếng thang máy PL1 – PL3 7.3.8 Kiểm tra quạt tạo áp

Bảng 7.28: Kiểm tra lưu lượng và cột áp quạt tạo áp

Buồng đệm thang bộ TH3,

TH4 và sảnh thang hàng

Buồng đệm thang bộ TH1,

TH2 và sảnh thang máy tầng hầm

Giếng thang máy PCCC 4200 300 AP0632GP3/11 4200 350

Bảng trên cho thấy lưu lượng tính toán và bản vẽ không có sự chênh lệch lớn, tuy nhiên, có sự khác biệt về cột áp tại một số khu vực như buồng đệm thang bộ TH1, TH2, sảnh thang máy tầng hầm, giếng thang máy PCCC và phòng đệm thang máy PCCC.

TRIỂN KHAI DỰNG 3D HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ TRÊN PHẦN MỀM REVIT

Giới thiệu Phần mềm REVIT

Revit là phần mềm thiết kế do Autodesk phát triển, hỗ trợ kỹ sư trong ngành xây dựng, kiến trúc và cơ điện Phần mềm cho phép tạo mô hình 2D và 3D trong một file duy nhất, bao gồm cả cơ sở dữ liệu và thông số kỹ thuật Giao diện của Revit được thiết kế đơn giản và hiệu quả, giúp người mới dễ dàng làm quen Ngoài ra, Revit giúp xử lý va chạm hiệu quả, giảm thiểu chi phí và tiết kiệm thời gian hoàn thành dự án Việc chỉnh sửa và hiệu chỉnh dữ liệu cũng trở nên dễ dàng hơn nhờ sự hỗ trợ của phần mềm này.

Hình 8.1: Hệ thống điều hòa không khí và thông gió của dự án HDBank Quận 9

Triển khai bảng vẽ Revit hệ thống thông gió

Hệ thống thông gió của công trình bao gồm các loại ống gió với các chức năng khác nhau: ống gió tươi (màu hồng) cung cấp không khí mới, ống gió hồi (màu xanh dương) thu hồi không khí đã sử dụng, ống gió cấp (màu xanh lá) phân phối không khí vào không gian, và ống gió thải (màu cam) loại bỏ không khí ô nhiễm.

Hình 8.2: Mặt bằng hệ thống thông gió tầng 1

Triển khai bản vẽ revit hệ thống ống gas

Hệ thống ống gas trong công trình bao gồm các loại ống với màu sắc đặc trưng: ống gas cấp màu xanh da trời, ống gas hồi màu đỏ và ống nước ngưng màu xanh dương.

Hình 8.3: Hệ thống ống gas của mặt bằng tầng 5

Thống kê khối lượng vật tư của công trình

Sau khi hoàn thành dự án trên phần mềm Revit, việc lập bảng thống kê khối lượng vật tư là rất quan trọng Thống kê giúp người thiết kế xác định số lượng vật tư một cách cụ thể và chính xác, từ đó có thể đưa ra bảng báo giá cho chủ đầu tư Dưới đây là một số bảng thống kê của công trình HDBank Quận 9.

Hình 8.4: Bảng thống kê khối lượng ống gas của công trình HDBank Quận 9

Hình 8.5: Bảng thống kê khối lượng đường ống gió của công trình HDBank Quận 9

Hình 8.6: Bảng thống kê thiết bị của công trình HDBank Quận 9

Tiêu đề	Tính Toán Kiểm Tra, Dựng Revit Hệ Thống Điều Hòa Không Khí Và Thông Gió Công Trình Trụ Sở Ngân Hàng HDbank Quận 9
Tác giả	Trần Văn Trung, Lê Xuân Trường
Người hướng dẫn	PGS.TS Hoàng An Quốc
Trường học	Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Thành Phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Công Nghệ Kỹ Thuật Nhiệt
Thể loại	đồ án tốt nghiệp
Năm xuất bản	2024
Thành phố	Thành Phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	224
Dung lượng	11,04 MB