Выбор обоснование системы охлаждения. Выбор системы охлаждения Обоснование способа охлаждения и выбор системы кцкп

Система кондиционирования воздуха предназначена для выполнения следующих функций:

- обеспечения нормальных условий жизнедеятельности пассажиров и экипажа в полете и на земле;
- охлаждения бортовой радиоэлектронной аппаратуры.

СКВ самолета состоит из двух подсистем, каждая их которых включает в себя:

- систему отбора воздуха от двигателей самолета или от вспомогательной силовой установки;
- систему охлаждения воздуха и его влажностной обработки;
- систему подачи и распределения воздуха в кабине самолета;
- систему контроля и управления.

Система отбора воздуха от двигателей

Отбор воздуха производиться от ступеней компрессора двигателей. Система отбора воздуха состоит из:

- узла отбора воздуха от двигателя;
- регулятора давления, который обеспечивает требуемое давление на входе в систему охлаждения;
- теплообменного аппарата, обеспечивающего температуру на выходе из системы отбора не более 200 С.

Система охлаждения воздуха

По рекомендациям из методических указаний, для данного типа самолета, выбираем двухступенчатую двухтурбинную СКВ с влагоотделением в линии высокого давления и регенерацией теплоты на входе в турбину турбохолодильника (рис. 1)

Преимущество этой схемы СКВ перед схемами с влагоотделением в линии низкого давления заключается в более высокой степени осушки охлаждаемого воздуха. Применение второй ступени промежуточного сжатия охлаждаемого воздуха позволяет повысить экономичность и тепловую эффективность СКВ, а подогрев воздуха перед турбиной - увеличить ресурс работы турбохолодильника.

Воздух из системы отбора подается в систему охлаждения через регулятор расхода. Сначала воздух охлаждается в предварительном теплообменнике АТ1 до некоторой температуры (определена в п.3), затем поступает в компрессор КМ турбохолодильной установки ТХ. После компрессора воздух поступает в «петлю» отделения влаги перед турбиной Т, которая образована регенеративным теплообменником АТ3, для испарения конденсата, и конденсатором АТ4 для конденсации влаги. Охлаждение воздуха в конденсаторе до необходимой температуры производится воздухом, выходящем из турбины. Водный конденсат отделяется во влагоотделителе ВД и впрыскивается в магистраль продувки основного теплообменника и далее в атмосферу. От установок охлаждения левого и правого борта воздух поступает в единый коллектор холодного воздуха, а оттуда - в кабину.

Рис.1.

Система распределения и подачи воздуха

Система распределения и подачи предназначена для подготовки воздушной смеси с необходимыми параметрами, ее подачу в кабину и распределения в салонах, кабине экипажа и бытовых помещениях самолета. Система включает в себя:

- коллектор холодного воздуха;
- коллектор горячего воздуха;
- датчики температуры и давления воздуха в кабине;
- устройства распределения воздуха в салонах, кабине экипажа и бытовых помещениях.

Регулирование температуры воздуха в кабине производиться подмешиванием горячего воздуха в воздух из системы охлаждения.

Часть воздуха из пассажирских салонов с помощью электровентиляторов через фильтры подается в эжекторы, в которых происходит смешивание свежего и использованного воздуха и его подачи в коллектор холодного воздуха. Эжекторы выполнены так, что воздух после них может поступать: смешанный - в салоны, а свежий - в кабину экипажа.

Введение

1 Выбор расчетных параметров наружного и внутреннего воздуха

1.1 Расчетные параметры наружного воздуха

1.2 Расчетные параметры внутреннего воздуха

2 Составление тепловых и влажностных балансов помещения

2.1 Расчет теплопоступлений

2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей

2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения

2.1.3 Расчет теплопоступлений через наружные световые проемы

и покрытия за счет солнечной радиации

2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения

2.1.5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы за счет

разности температур наружного и внутреннего воздуха

2.2 Расчет влаговыделений

2.3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении

3 Расчет системы кондиционирования воздуха

3.1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха

3.2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и

рабочей разности температур

3.3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха

3.4 Определение количества наружного воздуха

3.5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха

на Jd-диаграмме

3.5.1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для

теплого периода года

3.5.2Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для

холодного периода года

3.6 Определение потребности теплоты и холода в системах

кондиционирования воздуха

3.7 Выбор марки кондиционера и его компоновка

3.8 Расчеты и подбор элементов кондиционера

3.8.1 Расчет камеры орошения

3.8.2 Расчет воздухонагревателей

3.8.3 Подбор воздушных фильтров

3.8.4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования

3.9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха

3.10 Подбор насоса для камеры орошения

3.11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения

4 УНИРС – Расчет СКВ на ЭВМ

Приложение А - Jd-диаграмма. Теплый период года

Приложение Б -Jd-диаграмма. Холодный период года

Приложение Г – Схема холодоснабжения

Приложение Д – Спецификация

Приложение Е – План на отметке – 2.000

ВВЕДЕНИЕ

Кондиционирование воздуха – это автоматизированное поддержание в закрытых помещениях всех или отдельных параметров воздуха (температура, относительная влажность, чистота и скорость движения воздуха) с целью обеспечения оптимальных условий наиболее благоприятных для самочувствия людей, ведения технологического процесса, обеспечение сохранности ценностей культуры.

Кондиционирование подразделяется на три класса:

1. Для обеспечения метеорологических условий, требуемых для технологического процесса при допускаемых отклонениях за пределами расчетных параметров наружного воздуха. В среднем 100 часов в год при круглосуточной работе или 70 часов в год при односменной работе в дневное время.

2. Для обеспечения оптимальных, санитарных или технологических норм при допускаемых отклонениях в среднем 250 часов в год при круглосуточной работе или 125 часов в год при односменной работе в дневное время.

3. Для обеспечения допустимых параметров, если они не могут быть обеспечены вентиляцией, в среднем 450 часов в год при круглосуточной работе или 315 часов в год при односменной работе в дневное время.

Нормативными документами установлены оптимальные и допустимые параметры воздуха.

Оптимальные параметры воздуха обеспечивают сохранение нормативного и функционального теплового состояния организма, ощущение теплового комфорта и предпосылки для высокого уровня работоспособности.

Допустимые параметры воздуха – это такое их сочетание, при котором не возникает повреждений или нарушения состояния здоровья, но может наблюдаться дискомфортные теплоощущения, ухудшение самочувствия и понижение работоспособности.

Допустимые условия, как правило, применяют в зданиях, оборудованных только системой вентиляции.

Оптимальные условия обеспечивают регулируемые системы кондиционирования (СКВ). Таким образом СКВ применяют для создания и поддержания оптимальных условий и чистоты воздуха в помещениях круглогодично.

Целью выполнения данной курсовой работы является закрепление теоретических знаний и приобретение практических навыков расчета, а также проектирование систем кондиционирования воздуха (СКВ).

В данной курсовой работе кондиционируемое помещение – это зрительный зал городского клуба на 500 мест в городе Одесса. Высота этого помещения – 6,3 м, площадь пола –289 м 2 , площадь чердачного покрытия –289 м 2 , объем помещения – 1820,7 м 3 .

1 ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАРУЖНОГО И ВНУТРЕННЕГО ВОЗДУХА

Расчетные параметры наружного воздуха.

Расчетные параметры наружного воздуха выбирают в зависимости от географического расположения объекта.

Таблица 1 – Расчетные параметры наружного воздуха.

Расчетные параметры внутреннего воздуха.

Расчетные параметры внутреннего воздуха выбирают в зависимости от назначения помещения и времени года.

Таблица 2 – Расчетные параметры внутреннего воздуха.

2 СОСТАВЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ И ВЛАЖНОСТНЫХ БАЛАНСОВ ПОМЕЩЕНИЯ

Целью составления тепловых и влажностных балансов помещения является определение тепло- и влагоизбытков в помещении, а также углового коэффициента луча процесса, который используют при графоаналитическом методе расчета СКВ.

Балансы тепла и влаги составляют отдельно для теплого и холодного периодов года.

Источниками тепловыделений в помещении могут быть люди, искусственное освещение, солнечная радиация, пища, оборудование, а также теплопоступления через внутренние и внешние ограждения или через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха.

2.1 Расчет теплопоступлений

2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей

Тепловыделения в помещении от людей Q пол, Вт, определяют по формуле

Q пол = q пол ·n,(1)

где q пол – количество полного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;

n – число людей, чел.

Q яв = q яв ·n,(2)

где q яв – количество явного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;

n – число людей, чел.

Для холодного периода

Q пол = 120·285 = 34200 Вт

Q яв = 90·285 =25650 Вт

Для теплого периода

Q пол = 80·285 =22800 Вт

Q яв = 78·285 = 22230 Вт

2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения

Теплопоступления от искусственного освещения Q осв, Вт, определяют по формуле

Q осв = q осв ·Е·F,(3)

где Е – освещенность, лк;

F – площадь пола помещения, м 2 ;

q осв – удельные тепловыделения, Вт/(м 2 ·лк).

Q осв = 0,067·400·289 = 7745,2 Вт

2.1.3 Расчет теплопоступлений за счет солнечной радиации

Солнечная радиация Q р = 9400 Вт.

2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения

Теплопоступления через внешние ограждения, Вт, определяют по формуле

Q огр = k ст ·F ст (t н – t в) + k пок ·F пок (t н – t в), (4)

где k i – коэффициент теплопередачи через ограждения, Вт/(м 2 ·К);

F i – площадь поверхности ограждения, м 2 ;

t н, t в – температура наружного и внутреннего воздуха соответственно, °С.

Q огр = 0,26·289(26,6-22) = 345,6 Вт

2.1.5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы

Расчет теплопоступлений в помещение через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха определяют по формуле

Q о.п. = [(t н – t в)/R o ]F общ,(5)

где R o – термическое сопротивление остекленных проемов, (м 2 ·К)/Вт, которое определяется по формуле

R o = 1/k окна (6)

F общ – общая площадь остекленных проемов, м 2 .

Q о.п = 0 Вт, так как нет остекленных проемов.

Таблица 3 – Тепловой баланс помещения в различные периоды года

2.2 Расчет влаговыделений

Поступление влаги в помещение происходит от испарений с поверхности кожи людей и от их дыхания, со свободной поверхности жидкости, с влажных поверхностей материалов и изделий, а также в результате сушки материалов, химических реакций, работы технологического оборудования.

Влаговыделения от людей W л, кг/ч, в зависимости от их состояния (покой, вид выполняемой ими работы) и температуры окружающего воздуха определяют по формуле

W л = w л ·n·10 -3 , (7)

где w л – влаговыделение одним человеком, г/ч;

n – число людей, чел.

W л хол = 40·285·10 -3 = 11,4 кг/ч

W л тепл = 44·285·10 -3 = 12,54 кг/ч

2.3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении

На основании расчета тепловлажностных балансов определяют угловой коэффициент луча процесса в помещении для теплого ε т и холодного ε х периодов года, кДж/кг

ε т = (ΣQ т ·3,6)/W т,(8)

ε х = (ΣQ х ·3,6)/W х.(9)

Численные величины ε т и ε х характеризуют тангенс угла наклона луча процесса в помещении.

ε т = (40290,8·3,6)/12,54 = 11567

ε х = (41945,2·3,6)/11,4 = 13246

3 РАСЧЕТ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

3.1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха

Выбор и обоснование типа СКВ осуществляют на основе анализа условий функционирования кондиционируемого объекта, указанных в задании на проектирование.

Исходя из количества помещений, предусматривают одно- или многозональные системы кондиционирования воздуха, а затем производят оценку возможности их применения с рециркуляцией отработавшего воздуха, которая позволяет уменьшить расход тепла и холода.

СКВ с первой и второй рециркуляцией обычно используют для помещений, не требующих высокой точности регулирования температуры и относительной влажности.

Принятие окончательного решения по выбору принципиальной схемы обработки воздуха производят после определения производительности СКВ и расхода наружного воздуха.

3.2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и рабочей разности температур.

По гигиеническим показателям и равномерности распределения параметров в рабочей зоне для большинства кондиционируемых помещений наиболее приемлемой является подача приточного воздуха с наклоном в рабочую зону на уровне 4…6 м и с удалением общеобменной вытяжки в верхней зоны.

1. Определяем допустимый перепад температур

Δt доп = 2°С.

2. Определяем температуру приточного воздуха

t п = t в - Δt доп (10)

t п теп = 22 – 2 = 20°С,

t п хол = 20 – 2 = 18 °С.

3. Определяем температуру уходящего воздуха

t у = t в + grad t(H – h),(11)

где gradt – градиент температуры по высоте помещения выше рабочей зоны, °С;

H – высота помещения, м;

h – высота рабочей зоны, м.

Градиент температуры по высоте помещения определяют в зависимости от удельных избытков явного тепла в помещении q я, Вт

q я = ΣQ/V пом = (ΣQ п -Q п + Q я)/ V пом (12)

q я тепл = (40290,8 – 22800 + 22230)/1820,7 = 21,8 Вт

q я хол = (41945,2 – 34200 + 25650)/ 1820,7 = 18,3 Вт

t у тепл = 22 + 1,2(6,3 – 1,5) = 27,76°С;

t у хол = 20 + 0,3(6,3 – 1,5) = 21,44°С.

4. Определяем рабочую разность температур

Δt р = t у - t п (13)

Δt р тепл = 27,76 – 20 = 7,76°С;

Δt р хол = 21,44 – 18 = 3,44°С.

3.3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха

Для систем кондиционирования воздуха различают полную производительность G, учитывающую потерю воздуха на утечку в сетях приточных воздуховодов, кг/ч, и полезную производительность G п, используемую в кондиционируемых помещениях, кг/ч.

Полезную производительность СКВ определяем по формуле

G п = ΣQ т /[(J у – J п)·0,278],(14)

где ΣQ т – суммарные теплоизбытки в помещении в теплый период года, Вт;

J у, J п – удельная энтальпия уходящего и приточного воздуха в теплый период года, кДж/кг.

G п = 40290,8/[(51 – 40))·0,278] = 13176кг/ч.

Полную производительность вычисляем по формуле

G = К п ·G п,(15)

где К п – коэффициент, учитывающий величину потерь в воздуховодах.

G = 1,1·13176= 14493,6 кг/ч.

Объемную производительность систем кондиционирования воздуха L, м 3 /ч, находим по формуле

где ρ – плотность приточного воздуха, кг/м 3

ρ = 353/(273+t п)(17)

ρ = 353/(273+20) = 1,2кг/м 3 ;

L = 14493,6 /1,2 = 12078 м 3 /ч.

3.4 Определение количества наружного воздуха

Количество наружного воздуха, используемого в СКВ, влияет на затраты тепла и холода при тепловлажностной обработке, а также на расход электроэнергии на очистку от пыли. В связи с этим всегда следует стремиться к возможному уменьшению его количества.

Минимально допустимое количество наружного воздуха в системах кондиционирования воздуха определяют, исходя из требований:

Обеспечения требуемой санитарной нормы подачи воздуха на одного человека, м 3 /ч

L н ΄ = l·n,(18)

где l – нормируемый расход наружного воздуха, подаваемого на одного человека, м 3 /ч;

n – число людей в помещении, чел.

L н ΄ = 25·285 = 7125 м 3 /ч;

Компенсации местной вытяжки и создания в помещении избыточного давления

L н ΄΄ = L мо + V пом ·К΄΄ , (19)

где L мо – объем местной вытяжки, м 3 /ч;

V пом – объем помещения, м 3;

К΄΄-кратность воздухообмена.

L н ΄΄ = 0 + 1820,7·2 = 3641,4 м 3 /ч.

Выбираем большее значение из L н ΄ и L н ΄΄ и принимаем для дальнейших расчетов L н ΄ = 7125 м 3 /ч.

Определяем расход наружного воздуха по формуле

G н = L н ·ρ н, (20)

гдеρ н – плотность наружного воздуха, кг/м 3 .

G н =7125·1,18 = 8407,5 кг/ч.

Проверяем СКВ на рециркуляцию:

14493,6 кг/ч >8407,5кг/ч, условие выполняется.

2. J у < J н

51кДж/кг < 60 кДж/кг, условие выполняется.

3. В воздухе не должны содержаться токсичные вещества.

Примечание: все условия выполняются, поэтому применяем схему СКВ с рециркуляцией.

Принятый расход наружного L н должен составлять не менее 10% от общего количества приточного воздуха, то есть должно выполняться условие

8407,5кг/ч ≥ 0,1· 14493,6

8407,5кг/ч ≥ 1449,36 кг/ч, условие выполняется.

3.5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха на J - d диаграмме

3.5.1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для теплого периода года

Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для теплого периода года приведена в приложении А.

Рассмотрим порядок построения схемы СКВ с первой рециркуляцией.

а) нахождение на J-d диаграмме положения точек Н и В, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в таблицах 1 и 2;

б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициентаε т;

в) определение положения других точек:

Т. П (то есть состояние приточного воздуха), которая лежит на пересечении изотермы t п с лучом процесса;

Т. П΄ (то есть состояние приточного воздуха на выходе из второго воздухонагревателя ВН2), для чего от т. П вертикально вниз откладывают отрезок в 1°С (отрезок ПП΄ характеризует нагрев приточного воздуха в воздуховодах и вентиляторе);

Т. О (то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), для чего от т. П΄ вниз по линии d = const проводят линию до пересечения с отрезком φ = 90% (отрезок ОП΄ характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2);

Т. У (то есть состояние воздуха, уходящего из помещения), лежащей на пересечении изотермы t у с лучом процесса (отрезок ПВУ характеризует ассимиляцию тепла и влаги воздухом в помещении);

Т. У΄ (то есть состояние рециркуляционного воздуха перед его смешиванием с наружным воздухом), для чего от т. У по линииd = const

откладывают вверх отрезок в 0,5 °С (отрезок УУ΄ характеризует нагрев уходящего воздуха в вентиляторе);

Т. С (то есть состояние воздуха после смешивания рециркуляционного воздуха с наружным воздухом).

Точки У΄ и Н соединяют прямой. Отрезок У΄Н характеризует процесс смешивания рециркуляционного и наружного воздуха. Точка С находится на прямой У΄Н (на пересечении с J с).

Удельную энтальпию J с, кДж/кг, точки С вычисляем по формуле

J с = (G н · J н + G 1р · J у΄)/ G, (21)

гдеJ н – удельная энтальпия наружного воздуха, кДж/кг;

J с – удельная энтальпия воздуха, образовавшегося после смешения наружного и рециркуляционного, кДж/кг;

G 1р – расход воздуха первой рециркуляции, кг/ч

G 1р =G - G н (22)

G 1р =14493,6– 8407,5= 6086,1 кг/ч

J с = (8407,5 ·60+6086,1 ·51)/ 14493,6= 56,4 кДж/кг

Точки С и О соединяют прямой. Получившийся отрезок СО характеризует политропический процесс тепловлажностной обработки воздуха в оросительной камере. На этом построение процесса СКВ заканчивают. Параметры базовых точек заносим по форме в таблицу 4.

3.5.2 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для холодного периода года

Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для холодного периода года приведена в приложении Б.

Рассмотрим порядок построения схемы с первой рециркуляцией воздуха наJ-d диаграмме.

а) нахождениенаJ-d диаграмме положения базовых точек В и Н, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в табл. 1, 2;

б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициента ε х;

в) определение положения точек П, У, О:

Т. У, расположенной на пересечении изотермы t у (для холодного периода) с лучом процесса;

Т. П, расположенной на пересечении изоэнтальпы J п с лучом процесса; численное значение удельной энтальпии J п приточного воздуха для холодного периода года вычисляют предварительно из уравнения

J п = J у – [ΣQ х /(0,278·G)],(23)

гдеJ у – удельная энтальпия воздуха, уходящего из помещения в холодный период года, кДж/кг;

Q х – суммарные полные теплоизбытки в помещении в холодный период года, Вт;

G – производительность СКВ в теплый период года, кг/ч.

J п = 47 - = 38,6 кДж/кг

Отрезок ПВУ характеризует изменение параметров воздуха в помещении.

Т. О (то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), расположенной на пересечении линии d п с линией φ = 90%; отрезок ОП характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2;

Т. С (то есть состояние воздуха после смешения наружного воздуха, прошедшего нагрев в первом воздухонагревателе ВН1, с уходящим из помещения воздухом), расположенной на пересечении изоэнтальпы J о с линией d с; численное значение вычисляют по формуле

d с = (G н · d н + G 1р · d у)/ G (24)

d с = (8407,5· 0,8 + 6086,1 · 10)/ 14493,6= 4,7 г/кг.

Т. К, характеризующей состояние воздуха на выходе из первого воздухонагревателя ВН1 и находящейся на пересечении d н (влагосодержание наружного воздуха) с продолжениемпрямой УС.

Параметры воздуха для базовых точек заносим по форме в таблицу 5.

Таблица 5 – Параметры воздуха в базовых точках в холодный период года

		Параметры воздуха
		температура t,	Удельная энтальпия J, кДж/кг	Влагосодержание d, г/кг	Относительная влажность φ, %
П		13,8	38,6	9,2	85
В		20	45	9,8	68
У		21,44	47	10	62
О		14,2	37	9,2	90
С		25	37	4,8	25
Н		-18	-16,3	0,8
К	28		30	0,8	4

3.6 Определение потребности теплоты и холода в системах кондиционирования воздуха

В теплый период года расход теплоты во втором воздухонагревателе, Вт

Q т ВН2 = G(J п΄ - J о)·0,278, (25)

где J п΄ - удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя, кДж/кг;

J о - удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель, кДж/кг.

Q т ВН2 = 14493,6 (38 – 32,2)·0,278 = 23369,5 Вт

Расход холода для осуществления процесса охлаждения и осушки, Вт, определяем по формуле

Q охл = G(J с - J о)·0,278,(26)

где J с -удельная энтальпия воздуха на входе в оросительную камеру, кДж/кг;

J о - удельная энтальпия воздуха на выходе из оросительной камеры, кДж/кг.

Q охл = 14493,6 (56,7 – 32,2)·0,278 = 47216 Вт

Количество сконденсировавшейся на воздухе влаги, кг/ч

W К = G(d с - d о)·10 -3 ,(27)

гдеd с – влагосодержание воздуха на входе в оросительную камеру, г/кг;

d о - влагосодержание воздуха на выходе из оросительной камеры, г/кг.

W К = 14493,6 (11,5 – 8)·10 -3 = 50,7 кг/ч

В холодный период года расход теплоты в первом воздухонагревателе, Вт

Q х ВН1 = G(J к - J н)·0,278,

гдеJ к – удельная энтальпия воздуха на выходе из первого воздухонагревателя, кДж/кг;

J н - удельная энтальпия воздуха на входе в первый воздухонагреватель, кДж/кг.

Q х ВН1 = 14493,6 (30- (-16,3))·0,278=18655,3 Вт

Расход теплоты в холодный период года во втором воздухонагревателе, Вт

Q х ВН2 = G(J п - J о)·0,278,(28)

гдеJ п – удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя в холодный период года, кДж/кг;

J о -удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель в холодный период года, кДж/кг.

Q х ВН2 = 14493,6 (38,6 – 37)·0,278 = 6447 Вт

Расход воды на увлажнение воздуха в оросительной камере (на подпитку оросительной камеры), кг/ч

W П = G(d о – d с)·10 -3 (29)

W П = 14493,6 (9,2 – 4,8)·10 -3 = 63,8 кг/ч.

3.7 Выбор марки кондиционера и его компоновка

Кондиционеры марки КТЦЗ могут работать в двух режимах производительности по воздуху:

В режиме номинальной производительности

В режиме максимальной производительности

Кондиционеры марки КТЦЗ изготавливают только по базовым схемам компоновки оборудования или с их модификациями, образующимися путем доукомплектования необходимым оборудованием, замены одного оборудования другим или исключения отдельных видов оборудования.

Индекс кондиционера марки КТЦЗ определяют с учетом полной объемной производительности.

L·1,25 = 12078·1,25 = 15097,5 м 3 /ч

Выбираем кондиционер марки КТЦЗ – 20.

3.8 Расчеты и подбор элементов кондиционера

3.8.1 Расчет камеры орошения

Расчет ОКФЗ производим по методике ВНИИКондиционер.

а) теплый период

Определяем объемную производительность СКВ

L =12078м 3 /ч

исполнение 1, общее число форсунок n ф = 18 шт.

Определяем коэффициент адиабатной эффективности процесса с учетом характеристик луча процесса камеры по формуле

Е а = (J 1 – J 2)/(J 1 – J пр),(30)

где J 1 , J 2 – энтальпия воздуха на входе, на выходе из камеры, соответственно,

J пр -энтальпия предельного состояния воздуханаJ-d диаграмме,

Е а = (56,7 – 32,2)/(56,7 – 21) = 0,686

Определяем относительный перепад температур воздуха

Θ = 0,33·с w ·μ·(1/ Е п – 1/ Е а) (31)

Θ = 0,33·4,19·1,22·(1/ 0,42 – 1/ 0,686) = 1,586

Вычисляем начальную температуру воды в камере

t w 1 = t в пр -Θ(J 1 – J 2)/ с w ·μ, (32)

где t в пр – предельная температура воздуха, °С.

t w 1 = 6,5-1,586(56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =3,32 °С

Рассчитываем конечную температуру воды (на выходе из камеры) по формуле

t w 2 = t w 1 + (J 1 – J 2)/ с w ·μ(33)

t w 2 = 1,32 + (56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =9,11 °С

Определяем расход разбрызгиваемой воды

G w = μ·G(34)

G w = 1,22·14493,6 = 17682,2 кг/ч (~17,7 м 3 /ч)

Вычисляем расход воды через форсунку (производительность форсунки)

g ф = G w /n ф (35)

g ф = 17682,2 /42 = 421 кг/ч

Необходимое давление воды перед форсункой определяем по формуле

ΔР ф = (g ф /93,4) 1/0,49 (36)

ΔР ф = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 кПа

Устойчивая работа форсунок соответствует 20 кПа ≤ ΔР ф ≤ 300кПа. Условие выполняется.

Расход холодной воды от холодильной станции определяют по формуле

G w х = Q хол / с w (t w 1 - t w 2)(37)

G w х = 47216/ 4,19(9,11 – 3,32) = 4935,8 кг/ч (~4,9м 3 /ч).

б) холодный период

В этот период года ОКФЗ работает в режиме адиабатического увлажнения воздуха.

Определяем коэффициент эффективности теплообмена по формуле

Е а = (t 1 – t 2)/(t 1 – t м1)(38)

Е а = (25 – 14,2)/(25 –13,1) = 0,908

Коэффициент орошения определяем из графической зависимости Е а =f(μ).

Также графическим путем по значению μ находим численное значение коэф-

фициента приведенной энтальпийной эффективности Е п.

Вычисляем расход разбрызгиваемой воды по формуле (34)

G w = 1,85·14493,6 = 26813,2 кг/ч (~26,8 м 3 /ч)

Определяем производительность форсунки по формуле (35)

g ф = 26813,2 /42 = 638 кг/ч

Определяем требуемое давление воды перед форсунками по формуле (36)

ΔР ф = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 кПа

Вычисляем расход испаряющейся воды в камере по формуле

G w исп = G(d o – d с)·10 -3 (39)

G w исп = 14493,6 (9,2– 4,8)·10 -3 = 63,8 кг/ч

Как видно из расчета, наибольший расход воды (26,8 м 3 /ч) и наибольшее давление воды перед форсунками (50,4 кПа) соответствуют холодному периоду года. Эти параметры принимаются за расчетные при подборе насоса.

3.8.2 Расчет воздухонагревателей

Расчет воздухонагревателей осуществляют на два периода года: вначале производят расчет на холодный период, затем – на теплый период года.

Также раздельно производят расчет воздухонагревателей первого и второго подогрева.

Целью расчета воздухонагревателей является определение требуемой и располагаемойповерхностей теплопередачи и режима их работы.

При поверочном расчете задаются типом и числом базовых воздухонагревателей, исходя из марки центрального кондиционера, то есть вначале принимают стандартную компоновку, а расчетом ее уточняют.

Холодный период

При расчете вычисляют:

Теплоту, необходимую для нагрева воздуха, Вт

Q воз = 18655,3Вт;

Расход горячей воды, кг/ч:

G w = 3,6Q воз /4,19(t w н – t w к) = 0,859Q воз /(t w н – t w к) (40)

G w =0,859·18655,3/(150 – 70) = 200,3 кг/ч;

В зависимости от марки кондиционера выбирают число и тип базовых теплообменников, для которых вычисляют массовую скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м 2 ·с):

ρv = G воз /3600·f воз,(41)

гдеf воз – площадь живого сечения для прохода воздуха в воздухонагревателе, м 2

Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с

w = G w /(ρ w ·f w ·3600), (42)

где ρ w – плотность воды при ее средней температуре, кг/м 3 ;

f w – площадь сечения для прохода воды, м 2 .

w = 200,3/(1000·0,00148·3600) = 0,038 м/с.

Принимаем скорость, равную 0,1 м/с

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К)

К = а(ρv) q w r ,(43)

где а, q, r – коэффициенты

Среднюю разность температур между теплоносителями:

Δt ср = (t w н + t w к)/2 – (t н + t к)/2 (44)

Δt ср = (150 + 70)/2 – (-18 +28)/2 = 35°С

Требуемую площадь теплообмена, м 2

F тр = Q воз /(К· Δt ср) (45)

F тр = 18655,3/(27,8· 35) = 19,2 м 2

[(F р - F тр)/ F тр ]·100≤15%(46)

[(36,8 – 19,2)/ 19,2]·100 = 92%

Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН1 с запасом.

а) холодный период

Q воз = 6447 Вт;

Расход горячей воды, кг/ч, по формуле (40)

G w =0,859·6447/(150 – 70) = 69,2 кг/ч;

Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с, по формуле (42)

w = 69,2 /(1000·0,00148·3600) = 0,013 м/с.

Принимаем скорость, равную 0,1 м/с.

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К), по формуле (43)

К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,8 Вт/(м 2 ·К);

Среднюю разность температур между теплоносителями, по формуле (44)

Δt ср = (150 + 70)/2 – (13,8 +14,2)/2 = 26°С

Требуемую площадь теплообмена, м 2 , по формуле (45)

F тр = 6447/(27,8· 26) = 8,9 м 2

Проверяем условие по формуле (46)

[(36,8 – 8,9)/ 8,9]·100 =313%

б) теплый период

По выше предложенным формулам (40)-(46) делаем перерасчет для теплого периода

Q воз = 23369,5 Вт;

G w =0,859·23369,5 /(70 – 30) = 501,8 кг/ч

ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м 2 ·с);

w = 501,8 /(1000·0,00148·3600) = 0,094 м/с.

Для дальнейших расчетов принимаем скорость, равную 0,1 м/с.

К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,88 Вт/(м 2 ·К);

Δt ср = (30 + 70)/2 – (12 +19)/2 = 34,5 °С

F тр = 23369,5 /(27,88 · 34,5) = 24,3 м 2

При этом необходимо выполнять следующее условие: между располагаемой поверхностьюF р (предварительно выбранным воздухонагревателем) и требуемой поверхностью F тр запас поверхности теплообмена не должен превышать 15%

[(36,8 – 24,3)/ 24,3]·100 = 51%

Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН2 с запасом.

3.8.3 Подбор воздушных фильтров

Для очистки воздуха от пыли в СКВ включают фильтры, конструктивное решение которых определяется характером этой пыли и требуемой чистотой воздуха.

Выбор воздушного фильтра осуществляют согласно [ 2, кн.2].

Исходя из имеющихся данных выбираем фильтр ФР1-3.

3.8.4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования воздуха

Полное аэродинамическое сопротивление СКВ находят по формуле

Р с = ΔР пк +ΔР ф +ΔР в1 +ΔР ок + ΔР в2 + ΔР пр +ΔР в.в. , (47)

гдеΔР пк – сопротивление приемного блока, Па

ΔР пк = Δh пк ·(L/L к) 1,95 (48)

(здесь L – расчетная объемная производительность СКВ, м 3 /ч;

L к – объемная производительность кондиционера, м 3 /ч;

Δh пк – сопротивление блока при номинальной производительности кондиционера (Δh пк = 24 Па), Па);

ΔР пк = 24·(12078/20000) 1,95 = 8,98 Па;

ΔР ф – аэродинамическое сопротивление фильтра (при максимальной запыленности фильтра ΔР ф = 300 Па), Па;

ΔР в1 – аэродинамическое сопротивление первого воздухонагревателя, Па;

ΔР в1 = 6,82 (ρv) 1,97 ·R

ΔР в1 = 6,82 (1,94) 1,97 ·0,99 = 24,9 Вт.

ΔР в2 – аэродинамическое сопротивление второго воздухонагревателя, Па

ΔР в2 = 10,64·(υρ) 1,15 ·R,(49)

(здесь R – коэффициент, зависящий от среднеарифметической температуры воздуха в воздухонагревателе);

ΔР в2 = 10,64·(1,94) 1,15 ·1,01 = 23,03 Па;

ΔР ок – аэродинамическое сопротивление оросительной камеры, Па

ΔР ок = 35·υ ок 2 ,(50)

(здесь υ ок – скорость воздуха в оросительной камере, м/с);

ΔР ок = 35·2,5 2 = 218,75 Па;

ΔР пр – аэродинамическое сопротивление присоединительной секции, Па

ΔР пр = Δh пр (L/L к) 2 , (51)

(здесьΔh пр – сопротивление секции при номинальной производительности (Δh пр = 50 Па), Па);

ΔР пр = 50(12078/20000) 2 = 18,2 Па;

ΔР в.в – аэродинамическое сопротивление в воздуховодах и воздухораспределителях (ΔР в.в = 200 Па), Па.

Р с = 8,98 + 300 +24,9+218,75+ 23,03 + 18,2 +200 = 793,86 Па.

3.9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха

Исходными данными для подбора вентилятора являются:

Производительность вентилятора L, м 3 /ч;

Условное давление, развиваемое вентилятором Р у, Па, и уточняемое по формуле

Р у = Р с [(273+t п)/293]·Р н /Р б, (52)

где t п – температура приточного воздуха в теплый период года, °С;

Р н – давление воздуха в нормальных условиях (Р н = 101320 Па), Па;

Р б – барометрическое давление в месте установки вентилятора, Па.

Р у = 793,86 [(273+20)/293]·101230/101000 = 796 Па.

Исходя из полученных данных подбираем вентилятор В.Ц4-75 исполнение Е8.095-1.

n в = 950 об/мин

N у = 4 кВт

3.10 Подбор насоса для камеры орошения

Подбор насоса осуществляют с учетом расхода жидкости и требуемого

ора. Расход жидкости должен соответствовать максимальному объемному

расходу циркулирующей воды в оросительной камере, м 3 /ч

L w = G w max /ρ,(53)

гдеG w max – массовый максимальный расход воды в ОКФ, кг/ч;

ρ – плотность воды, поступающей в ОКФ, кг/м 3 .

L w = 26813,2 /1000 = 26,8 м 3 /ч

Требуемый напор насоса Н тр, м вод. ст., определяют по формуле

Н тр = 0,1Р ф + ΔН, (54)

где Р ф – давление воды перед форсунками, кПа;

ΔН – потери напора в трубопроводах с учетом высоты подъема к коллектору (для оросительных камер ΔН = 8 м вод. ст.), м вод. ст..

Н тр = 0,1·50,4 + 8 = 13,04 м вод. ст.

По полученным данным подбираем насос и электродвигатель к нему.

Параметры подобранного насоса:

Наименование: КК45/30А;

Расход жидкости 35 м 3 /ч;

Полный напор 22,5 м вод. ст.;

Параметры подобранного электродвигателя:

Тип А02-42-2;

Масса 57,6 кг;

Мощность 3,1 кВт.

3.11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения

Целью расчета основного оборудования системы холодоснабжения является:

Вычисление требуемой холодопроизводительности и выбор типа холодильной машины;

Нахождение режимных параметров работы холодильной машины и проведение на их основе поверочного расчета основных элементов холодильной установки-испарителя и конденсатора.

Расчет осуществляется в следующей последовательности:

а) находим требуемую холодопроизводительность холодильной машины, Вт

Q х = 1,15·Q охл,(55)

гдеQ охл – расход холода, Вт.

Q х = 1,15·47216= 59623,4 Вт

б) с учетом величины Q х выбираем тип холодильной машины МКТ40-2-1.

в) определяем режим работы холодильной машины, для чего вычисляем:

Температуру испарения холодильного агента, °С

t и = (t w к +t х)/2 – (4…6), (56)

где t w к – температура жидкости, выходящей из оросительной камеры и поступающей в испаритель, °С;

t х – температура жидкости, выходящей из испарителя и поступающей в оросительную камеру, °С.

Температуру конденсации холодильного агента, °С

t к = t w к2 +Δt,(57)

где t w к2 – температура воды, выходящей из конденсатора, °С

t w к2 =t w к1 +Δt (58)

(здесь t w к1 – температура воды, поступающей в конденсатор, °С (Δt = 4…5°С); при этомt к не должна превышать +36°С.)

t w к1 = t мн + (3…4),(59)

где t мн – температура наружного воздуха по мокрому термометру в теплый период года, °С.

t и = (3,32+9,11)/2 – 4 = 2,215°С

t мн = 10,5°С

t w к1 = 10,5 + 4 = 10,9°С

t w к2 =10,9 + 5 = 15,9°С

t к = 15,9 + 5 = 20,9 °С

Температуру переохлаждения жидкого хладагента перед регулирующим вентилем, °С

t пер = t w к1 + (1…2)

t пер = 10,9 + 2 = 12,9 °С

Температуру всасывания паров холодильного агента в цилиндр компрессора, °С

t вс = t и + (15…30),(60)

где t и – температура испарения холодильного агента, °С

t вс = 0,715+25 = 25,715 °С

г) производят поверочный расчет оборудования, для чего вычисляют:

Поверхность испарителя по формуле

F и = Q охл /К и ·Δt ср.и,(61)

где К и – коэффициент теплопередачи кожухотрубного испарителя, работающего на хладоне 12 (К и = (350…530)Вт/м 2 ·К);

Δt ср.и – средняя разность температур между теплоносителями в испарителе, определяемая по формуле

Δt ср.и = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (62)

Δt б = Δt w 2 - t и (63)

Δt б = 9,11 – 2,215 =6,895 °С (64)

Δt м =3,32 – 2,215 = 1,105°С

Δt ср.и = (6,895– 1,105)/2,3lg6,895 / 1,105= 3,72 °С

F и = 47216/530·3,72 = 23,8 м 2

Расчетную поверхность F и сравниваем с поверхностью испарителя F и `, приведенной в технической характеристике холодильной машины; при этом следует выполнить условие

F и ≤ F и `

23,8 м 2 < 24 м 2 – условие выполняется

Поверхность конденсатора по формуле

F к = Q к /К к ·Δt ср.к,(65)

Q к = Q х + N к.ин,(66)

(здесьN к.ин – потребляемая индекаторная мощность компрессора; с некоторым запасом индекаторную мощность можно принимать равной потребляемой мощности компрессора, Вт);

К к – коэффициент теплопередачи кожухотрубного конденсатора, работающего на хладоне 12 (К к = (400…650) Вт/м 2 ·К);

Δt ср.к – средняя разность температур между теплоносителями в конденсаторе, определяемая по формуле, °С

Δt ср.к = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (67)

Δt б = t к - t w к1 (68)

Δt б = 20,9 – 3,32 = 17,58°С

Δt м = t к - t w к2 (69)

Δt м = 20,9 – 9,11 = 11,79 °С

Δt ср.к = (17,58 – 11,79)/2,3lg17,58/11,79 = 14 ° С

Q к = 59623,4 + 19800 = 79423,4 Вт

F к = 79423,4 /400·14= 14,2 м 2

Расчетную поверхность конденсатора F к сравниваем с поверхностью конденсатора F к `, числовое значение которой приведено в технической характеристике холодильной машины, при этом следует выполнить условие

F к ≤ F к `

14,2 м 2 ≤ 16,4 м 2 – условие выполняется.

Расход воды в конденсаторе, кг/с, вычисляют по формуле

W = (1,1· Q к)/c w ·(t w к2 - t w к1),(70)

где c w – удельная теплоемкость воды (c w = 4190 Дж/(кг·К))

W = (1,1· 79423,4)/4190·(9,11– 1,32) = 2,6 кг/с.

Список использованных источников

1. СНиП 2.04.05-91. Отопление, вентиляция и кондиционирование. – М.: Стройиздат, 1991.

2. Внутренние санитарно-технические устройства: Вентиляция и кондиционирование воздуха /Б.В. Баркалов, Н.Н. Павлов, С.С. Амирджанов и др.; Под ред. Н.Н. Павлова Ю.И. Шиллера.: В 2 кн. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992. Кн. 1, 2. Ч.3.

3. Аверкин А. Г. Примеры и задачи по курсу «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение»:Учеб. пособие. – 2-е изд., испр. и доп. – М.: Издательство АСВ, 2003.

4. Аверкин А. Г. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение: Методические указания к курсовой работе. – Пенза: ПИСИ, 1995.

Обоснование выбора системы технического водоснабжения ЛАЭС-2 Круглый стол «Экологические аспекты применения градирен в системах охлаждения АЭС» г.Сосновый Бор г.

Основные вопросы Сравнительный анализ эксплуатации блоков с «сухими и влажными градирнями» не сделан до сих пор. Нельзя не учитывать, что паровой факел захватит и разнесет по ближайшим окрестностям радиационные аэрозоли из вентиляционных труб действующей ЛАЭС. Специалисты-медики уже прогнозируют рост числа заболеваний вызванных этим соседством. На сегодняшний день не проведено исследований о возможных последствиях на здоровье людей и природу всей гаммы растворенных в воде Финского залива химических веществ и биологических компонентов, которые будут выбрасываться «мокрыми» градирнями.

Основные вопросы Паровое облако над «Сосновоборским вулканом» будет накрывать город и ближайшие поселения Ленинградской области. Значительно убавиться количество солнечных дней в нашем и без того пасмурном крае. В зимний период наш город и окрестности обледенеют от непрерывно выпадающей влаги. Особый разговор – о 500-метровой зоне вокруг градирен. В наибольшей степени пострадает эксплуатационный персонал действующей ЛАЭС, сотрудники НИТИ, рабочие и служащие предприятий, расположенных в промзоне.

Основные факторы для выбора системы охлаждения исходные технические требования по мощности энергоблока, референтность, надежность в эксплуатации; местные климатические и гидрологические условия, в т.ч. доступность источника водоснабжения; ограничения по занимаемой площади; требования нормативной документации в области охраны окружающей среды; стоимостные факторы, в т.ч. эксплуатационные расходы.

Водный кодекс РФ от N 74-ФЗ (вступил в силу с) Глава 6. ОХРАНА ВОДНЫХ ОБЪЕКТОВ Статья 60. Охрана водных объектов при проектировании, строительстве, реконструкции, вводе в эксплуатацию, эксплуатации водохозяйственной системы П.4 Проектирование прямоточных систем технического водоснабжения не допускается.

Оборотная система техводоснабжения Преимущества: позволяет резко снизить потребность АЭС в свежей воде и значительно уменьшить сброс тепла в водоисточник Недостатки: по составу сооружений система более сложная, чем прямоточная, дороже в строительстве и эксплуатации

Выполненные работы по сравнению испарительных и «сухих» градирен «Cравнительный анализ эксплуатации блоков с «сухими» и «влажными» градирнями» (ОАО «СПбАЭП», 2005 г.) «Технико – экономические исследования по сравнению «мокрых» и «сухих» градирен применительно к условиям площадки НВАЭС-2» (ОАО «Атомэнергопроект», 2009г.)

Преимущества башенных испарительных градирен достижения требуемых технико- экономических показателей проекта ЛАЭС-2, за счет обеспечения мощности энергоблока 1198 МВт, минимизации затрат на охлаждение, референтность принимаемых решений, положительный опыт эксплуатации на действующих АЭС в России и за рубежом, что позволяет обеспечить требуемый срок реализации проекта (ввод в эксплуатацию в 2013 г.); соответствие требованиям нормативной документации в области охраны окружающей среды

Сухие градирни капитальные затраты на сухие градирни в 3-5 раз превышают затраты на испарительные градирни, существенная недовыработка мощности АЭС, работающей на «сухих» градирнях, которая обусловлена более высокой температурой охлажденной воды отсутствие опыт эксплуатации «сухих» градирен большой мощности в зимних климатических условиях площадки ЛАЭС-2, что снижает надежность работы АЭС управление теплосъемом башенной сухой градирни ведется за счет открытия/закрытия многочисленных жалюзи и включения/выключения теплообменных секций при помощи задвижек с электрическим приводом по сигналам многочисленных датчиков. Надежность работы системы, особенно в сложных погодных условиях, значительно снижена. тепловое воздействие на окружающую среду.

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов АЭС Влияние факела градирен на диффузию примеси газоаэрозольного выброса в вентиляционную трубу ЛАЭС-2 приводит к более интенсивному рассеянию радиоактивной примеси при ее распространении вблизи факела. В расчетах вероятных концентраций радионуклидов в приземном воздухе использована 10-летняя статистика метеонаблюдений. Значения факторов разбавления и осаждения исследованы в радиусе до 10 км от источника выброса (включая город Сосновый Бор) в направлении 16 румбов.

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов АЭС По консервативным оценкам учет распространения факела градирни при постоянном направлении ветра, совпадающим с направлением от градирни к венттрубе ЛАЭС-2, приводит к увеличению разовых приземных концентраций не более, чем в 2 раза для категорий устойчивости погоды А–D, формирующих загрязнение воздуха на расстояниях до 3 км от АЭС. На расстояниях более 10 км максимальное увеличение концентраций не превысит 40%. Для рассмотренных условий исследованы максимально- возможные индивидуальные дозы облучения критической группы населения, обусловленные номинальными газоаэрозольными выбросами ЛАЭС-2. При вводе в эксплуатацию четырех блоков дозовые нагрузки на критическую группу населения с учетом влияния факелов градирен не превысят уровня безусловно приемлемого риска (менее 10 мкЗв/год) согласно НРБ-99/2009

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов действующей ЛАЭС Выбросы инертных газов и 131-йода с 4-х блоков ЛАЭС-2, формирующих в основном дозовую нагрузку на население, не превысят 40% от соответствующего выброса, а, следовательно, и дозовых нагрузок на население, от действующей ЛАЭС. В соответствии с данными Радиевого института им. В.Г.Хлопина [доклад на Международном экологическом форуме «Окружающая среда и здоровье человека», 2008, СПб; доклад на совещании в ОАО «Атомэнергопроект», Москва, 2010] реалистическая оценка эффективных доз для населения от выбросов действующей ЛАЭС в г. не превышала 0,5 мкЗв/год.

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов действующей ЛАЭС С учетом отмеченного выше возможного увеличения разовых приземных концентраций в воздухе до 2-х раз дозовые нагрузки от газоаэрозольных выбросов ЛАЭС, попадающих в зону распространения факела градирен ЛАЭС-2, в ближней зоне (до 3-км от источника) не превысят 1 мкЗв/год. При вводе в эксплуатацию четырех блоков ВВЭР дозовые нагрузки на критическую группу населения с учетом влияния факелов градирен не превысят уровня безусловно приемлемого риска (менее 10 мкЗв/год) согласно НРБ-99/2009

Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен Содержание специфических компонентов в воде систем технического водоснабжения (МУ, Роспотребнадзор) должно обеспечивать соблюдение ПДК в воздухе рабочей зоны (ГН). Выполнена предварительная оценка соответствия качества воды (соли токсичных металлов 1-2 кл. опасности) градирен среднесуточным ПДКсс для населения, которые на 1-2 порядка величины более жестки по сравнению с ПДК в воздухе рабочей зоны. Оценка выполнена в соответствии с 1.Руководством МАГАТЭ Рассеяние радиоактивных материалов в воздухе и воде и учет распределения населения при оценке площадки для атомных электростанций. NS-G Требованиями международных стандартов безопасности «Generic Models for Use in Assessing the Impact of discharges of Radioactive Substances to the Environment»(SRS No.19, IAEA, Vienna, 2001)

Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен ЭлементОтносительная к ПДКсс концентрация ТМ в воздухе устья градирни Cu1, Pb1, Ni6, Cd5, Co9, Mn3,210 -3

Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен В воздухе устья градирен (без учета разбавления атмосферным воздухом) относительные к ПДКсс концентрации токсичных металлов не превышают 6, (никель, содержащийся в исходной морской воде). С учетом рассеивающих свойств атмосферы при максимальном факторе рассеивания, принятом равным 10- 4, концентрации токсичных металлов в воздухе ближней зоны ЛАЭС-2 прогнозируются в тысячи раз меньше ПДКсс, что не приведет к сколь-нибудь значимым последствиям для населения и компонентов экосистем.

Ингибиторы и биоциды в воде градирен Для предотвращения коррозии и биологического обрастания в градирнях используются следующие реагенты: Коллоидный углерод Концентрация в воздухе на выходе из градирни = 8, мг/м3 (*) при ПДКс.с. = 5, мг/м3 (по углероду). Гипохлорит натрия Концентрация в воздухе на выходе из градирни = 1, мг/м 3 (*) при ПДКс.с. = 3, мг/м 3 (по хлору). (*) Расчетные концентрации полученные по консервативной методике (SRS No.19, IAEA, Vienna, 2001)

Проведенные государственные экологические экспертизы по ЛАЭС-2 1.Государственная экологическая кспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на размещение блоков 1 и 2 ЛАЭС-2 2.Государственная экологическая экспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на сооружение блоков 1 и 2 ЛАЭС-2 3.Главгосэкспертиза 4.Государственная экологическая экспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на размещение блоков 3 и 4 ЛАЭС-2

Результаты проведенных экологических экспертиз по первой очереди ЛАЭС-2 «Экспертная комиссия государственной экологической экспертизы отмечает, что представленные материалы обоснования лицензии на размещение и сооружение энергоблоков 1 и 2 ЛАЭС-2 по составу и содержанию соответствуют требованиям законодательных актов и нормативных документов Российской Федерации в области охраны окружающей среды. Представленная документация содержит материалы по воздействию энергоблоков 1 и 2 на окружающую среду, в которых отражены природоохранные мероприятия и обоснована экологическая безопасность намечаемой деятельности.»

Обобщенные материалы в составе проекта 2-ой очереди ЛАЭС-2 Многофакторная оценка экологического риска для населения от загрязнений окружающей среды при одновременной (нормальной) эксплуатации ЛАЭС-2 и ЛАЭС в соответствии с Руководством Роспотребнадзора Р, НРБ-99/2009, руководствами МАГАТЭ, Рекомендациями МКРЗ и др.. Оценка последствий для населения, степень загрязнения земель, воздуха, воды, продуктов питания от аварий на энергоблоке в соответствии с рекомендациями МАГАТЭ (Procedures for Conducting Probabilistic Safety Assessments of Nuclear Power Plants (Level 3): Off-Site Consequences and Estimation of Risks to the Public: A Safety Practice. IAEA Safety Series No. 50-P- 12).

Модернизация проекта градирен ЛАЭС-2 в ходе строительства Первоначальное решение энерго- блока Кол-во гради- рен на блок Расход циркуляционной воды, м3/час Потери воды на испарение, % / м3/сут Потери воды с капельным уносом, % / м3/сут Суммарные потери для четырех энергоблоков, м3/сут Блок,1 / ,002 / 3,6 Блок,1 / ,002 / 3,4 Блок,1 / ,002 / 3,4 Блок,1 / ,002 / 3,4 Оптимизированное решение энерго- блока Кол-во гради- рен на блок Расход циркуляционной воды, м3/час Потери воды на испарение, % / м3/сут Потери воды с капельным уносом, % / м3/сут Суммарные потери для четырех энергоблоков, м3/сут Блок,1 / ,001 / 1,8 Блок,1 / ,001 / 1,7 Блок,1 / ,001 / 1,7 Блок,1 / ,001 / 1,7

Модернизация проекта градирен ЛАЭС-2 в ходе строительства В ходе разработки рабочей документации градирен ЛАЭС-2 было достигнуто сокращение потерь воды в количестве м3/сутки. При этом величину потерь с капельным уносом удалось сократить в два раза. Такие результаты достигнуты за счет применения высокоэффективных водоуловителей и обоснования сокращения расхода циркуляционной воды.

Способы охлаждения в зависимости от вида охлаждающей среды делятся на непосредственное охлаждение и на охлаждение жидким хладоносителем (косвенное охлаждение).

При непосредственном охлаждении теплота, воспринимаемая охлаждающими приборами, передается непосредственно кипящему в них хладагенту. При охлаждении хладоносителем теплота в охлаждающих приборах передается промежуточной среде - хладоносителю, с помощью которого она переносится к хладагенту, находящемуся в испарителе холодильной установки, обычно расположенном на некотором удалении от охлаждаемого объекта.

При этом способе охлаждения отвод теплоты от охлаждаемого объекта вызывает повышение температуры хладоносителя в охлаждающих приборах без изменения его агрегатного состояния.

Области применения того или иного способа определяются их особенностями, оказывающими влияние на технологический процесс, а также экономическими показателями.

Холодильная установка при непосредственном охлаждении проще, т.к. в ней отсутствуют испаритель для охлаждения хладоносителя и насос для его циркуляции. Вследствие чего эта установка требует меньших первоначальных затрат по сравнению с установкой косвенного охлаждения, а также меньших затрат электроэнергии.

В то же время способу непосредственного охлаждения присущи и серьезные недостатки, а именно:

Имеется опасность попадания холодильного агента в помещения (аппараты) при нарушениях плотности системы. Опасность для людей значительно увеличивается при применении токсичных хладагентов, например аммиака.

Даже при использовании более безопасных хладагентов, таких как хладоны, применять непосредственное охлаждение помещений, в которых может находиться большое количество людей, нежелательно.

Такое соотношение достоинств и недостатков обеих систем долгое время не давало преобладающих преимуществ ни одной из них.

Однако, в связи с появлением и широким применением автоматического регулирования подачи хладагента в приборы охлаждения, преимущество получили холодильные установки с непосредственным охлаждением как более экономичные по капитальным и эксплуатационным затратам и более долговечные.

В зависимости от вида охлаждающих приборов и способа организации циркуляции воздуха в охлаждаемом помещении бесконтакное охлаждение с передачей теплоты через воздух подразделяют на системы батарейного охлаждения (при использовании батарей - охлаждающих приборов со свободным движением воздуха), воздушного охлаждения (при использовании воздухоохладителей - охлаждающих приборов в вынужденным движением воздуха) и смешанного охлаждения (при использовании батарей и воздухоохладителей).

Система воздушного охлаждения характеризуется вынужденным движением воздуха в помещении и значительно большими его скоростями, доходящими в отдельных устройствах до 10м/с.

При воздушном охлаждении воздух лучше перемешивается, вследствие чего резкой разницы температуры и влажности воздуха по объему не наблюдается.

Более высокие скорости воздуха, свойственные системам воздушного охлаждения, интенсифицируют процесс теплообмена как между охлаждаемым телом и воздухом, так и между воздухом и охлаждающими приборами (коэффициент теплоотдачи при воздушном охлаждении возрастает в среднем в три - четыре раза). Благодаря этому сокращается время охлаждения и тем самым уменьшается время технологической обработки.

Преимущества, присущие холодильным системам с воздухоохладителями очевидны, поэтому в проекте применена непосредственная децентрализованная схема охлаждения, в качестве приборов охлаждения выбраны воздухоохладители.

Подача холодильного агента к дросселирующим устройствам происходит за счет разности давлений нанизкой и высокой сторонах давления холодильной установки.

Применение децентрализованной системы охлаждения камер имеет ряд преимуществ перед централизованной системой охлаждения, таких как:

- независимость охлаждаемых объектов друг от друга;
- более надежная работа, установление точного температурного режима;
- уменьшение количества оборудования и протяженности трубопроводов;
- возможность применения агрегатированных холодильных машин и их более высокая надежность за счет упрощения и сокращения объема монтажных работ;
- высокая заводская степень готовности оборудования к монтажу.

Выбор системы охлаждения имеет большое значение. От неё зависит сохранность и усушка груза, расход энергии на еденицу перевозимой продукции, безопасность перевозки, эффективность использования грузового объема и т. д.

Рассмотрим основные требования, которым должна удовлетворять судовая система охлаждения трюмов:

Обеспечивать равномерное (однородное) температурное поле в любой точке трюма с минимальными отклонениями от оптимальных значений для данного груза;

Обладать большой аккумулирующей способностью (инерционностью) с целью замедления повышения температуры в трюме при временной остановке холодильной машины;

Обеспечивать возможно меньший температурный перепад между температурой груза и температурой кипения холодильного агента. Это позволит получить при заданной температуре камеры максимальное значение холодильного коэффициента машины и наименьшие энергозатраты на перевозку грузов.

Охлаждающие приборы и системы канализации холодоносителя должны иметь малую массу и габариты. Необходимо знать, что малые габариты охлаждающих поверхностей могут быть достигнуты только за счет повышения значений коэффициентов теплопередачи.

Обеспечивать надежность, простоту и удобство в эксплуатации, безопасность для людей и фузов, нормальное наблюдение за режимом охлаждения, легкость его регулирования, ревизии, ремонта и т.д.

Для провизионных камер сухогрузного судна экономически выгоднее использовать воздушную систему охлаждения с непосредственным испарениям хладагента в испарительных батареях. Так как системы с промежуточным хладоносителем имеют более низкую экономичность по сравнению с системой непосредственного охлаждения: теплопередача осуществляется дважды - от воздуха к рассолу и от рассола к хладагенту. Поэтому при прочих равных условиях общий перепад температуры между грузом и испаряющимся холодильным агентом возрастает и составляет 11 ...12°С, что ухудшает экономические показатели работы компрессора и повышает его размеры. Кроме того, возрастают расходы на привод рассольных насосов.

Системы с промежуточным хладоносителем также имеют низкую холодо-отдчу холодоносителя, что предопределяет большие массогабаритные показатели рассольных систем.

Воздушная система охлаждения получила широкое распространение на транспортных и производственных рефрижераторах, в особенности при использовании фреоновых холодильных машин. Особенно предпочтительна эта система для рефрижераторов, перевозящих дышащие грузы (фрукты, овощи).

Воздушная система охлаждения, обслуживаемая холодильными машинами на фреоне-R-22, наилучшим образом обеспечивает повышение технико-экономических показателей производственных и транспортных рефрижераторов.

Циркуляция охлажденного воздуха в камерах обеспечивается вентиляторами, прогоняющими воздух через воздухоохладители непосредственного охлаждения.

Значительно меньшие масса и габариты приборов охлаждения существенно увеличивают полезный объем камер.

Система воздушного охлаждения по сравнению с системой батарейного («тихого») охлаждения имеет ряд преимуществ и недостатков, взаимное влияние которых учитывается при технико-экономическом анализе сравниваемых систем. Преимушества воздушной системы: значительно меньшая металлоемкость, большая долговечность, более удобная эксплуатация, повышенная грузовмести-мость при прочих равных условиях. Все эти факторы уменьшают амортизацион-ные отчисления, эксплуатационные расходы и улучшают провозную способность судна. При наличии воздушной системы периодически проводящиеся оттайки воздухоохладителей позволяют более эффективно использовать производитель-ность холодильной машины в то время как при «тихом» охлаждении слой инея, нарастающий за весь период рейса, существенно ухудшает эффективность охлаждающих батарей и приводит к снижению холодильного коэффициента мапгины с соответствующим увеличением энергозатрат. К недостаткам воздушной системы относятся: повышенная холодопроизводительность установ-ки, связанная с необходимостью компенсации дополнительных теплопритоков эквивалентных мощности вентиляторов и несколько большая усушка продукта связанная с более интенсивным тепло- и массообменом.

Технико-экономические анализы воздушных систем охлаждения показывают преимущества этих систем перед система батарейного охлаждения, в связи с чем воздушная система охлаждения считается наиболее прогрессивной и перспективной.

Рис.2. Принципиальная схема воздушной системы охлаждения с непосредственным испарением судовых рефрижераторных помещений.

4. Выбор изоляционных материалов. Расчет изоляционной конструкции.

Основным потребителем холода в рефрижераторных перевозках является тепло, проникающее в охлаждаемые помещения извне через ограждающие их конструкции. Уменьшение внешних теплопритоков способствует уменьшению холодопотребности судна. Это возможно обеспечить путем осуществления тепловой изоляции ограждающих поверхностей. Чем ниже теплопроводность изоляционного материала и больше его толщина, тем меньше тепла проникает в помещение. Однако с увеличением толщины изоляции уменьшается полезный грузовой объем изолируемых помещений, возрастают стоимость изоляционного материала и его монтаж. На современных рефрижераторных судах изоляционные конструкции уменьшают объем трюма на 15...30%, что отрицательно вли-ивт на рентабельность перевозок. Поэтому для теплоизоляции применяют материалы, имеющие низкое значение коэффициента теплопроводности.

К изоляционным материалам, применяемым в судостроении, предъявляется ряд других важных требований, обусловливающих их высокую эффективность:

Высокие теплозащитные свойства (низкий коэффициент теплопроводности λ [Вт/(м·К)];

Малая плотность ρ, кг/м 3 ;

Высокая механическая прочность и эластичность, противостоящие вибрации и деформации корпуса судна;

Морозостойкость (способность противостоять разрушению изоляции при переменных температурных нагрузках);

Огнестойкость и негорючесть;

Отсутствие запахов и невосприимчивость к ним;

Малая влагоемкость и малая гигроскопичность;

Минимальная усадка насыпного изоляционного материала;

Не вызывать и не способствовать коррозии поверхностей;

Не влиять на здоровье людей;

Достаточная стойкость к гнилостным бактериям и грибкам;

Дешевизна, доступность, удобство при транспортировке, монтаже и эксплу-атации, долговечность.

Существующие изоляционные материалы не могут в достаточной степени удовлетворять одновременно всем перечисленным выше требованиям. Поэтому при их выборе ориентируются на выполнение только основных требовании м зависимости от назначения судна, района плавания и др. Кроме того, влиянии ряда недостатков может быть устранено либо значительно снижено созданном рациональной изоляционной конструкции, которая обеспечивает:

Предохранение изоляционной конструкции от увлажнения путем установки паровлагозащитного покрытия и (или) устройства осушающих слоев дня осушения изоляции в период эксплуатации;

Защиту изоляции от проникновения грызунов путем установки специаш, ных металлических сеток;

Непрерывность изоляционного слоя и его толщины, способствующих эффективности теплозащитных свойств ограждений в длительный эксплуатацион-ный период.

Хорошими изоляционными свойствами обладают материалы, состоящие из мелких и закрытых пор. В современных изоляционных материалах число закрытых пор, содержащихся в 1 см 3 материала, достигает нескольких тысяч. Такие материалы не требуют дополнительных мероприятий по пароизоляции и не нуждаются в осушении.

Наиболее современными представителями высокоэффективных теплоизоляционных материалов являются пенопласты. В последнее время получено много различных пенопластов, обладающих высокой стойкостью к увлажнению, высокой прочностью и низкими значениями плотности и коэффициента теплопроводности.

Поэтому в качестве теплоизоляционого материала провизионных камер будем использовать плиты из полихлорвиниловой смолы с неорганическим газо-образователем ПХВ-1 представляют собой пористый материал, ячейки которого заполнены воздухом и изолированы друг от друга тонкими стенками. ПХВ-1 не загнивает, тлеет в пламени, не вызывает коррозии. Плиты при нагревании позволяют создавать фасонные детали применительно к набору судна.

Теплофизические характеристики изоляционного материала:

Плотность – ρ = 90...130 кг/м 3

λ и з = 0,058 Вт/(м·К)

Изоляционные конструкции охлаждаемых помещений судов подразделяют на три основных типа: не прорезаемые стальным набором корпуса; перекрываю-щие набор, или нормальные и обходящие набор.

Х
олодильные камеры располагаются вблизи камбуза, следовательно применем изоляционную конструкцию первого типа для изолирования гладких металлических поверхностей. Такие конструкции не прорезают стальной набор корпуса судна, поэтому их выполняют из материалов с коэффициентами тепло-проводности, отличающимися не более чем в десять раз. Конструкции такого рода применяют для изолирования второго дна, палуб, переборок и гладких сторон охлаждаемых помещений (рис.3.)

Рис.3. Изоляционная конструкция переборок.

1 – металлическая обшивка; 2 – подкрепляющие деревянные бруски;

3 – изоляционный материал; 4 – деревянная зашивка изоляции.

Простые конструкции изоляции гладких переборок, палубы, выполненные из материалов с мало отличающимися коэффициентами теплопроводности, рассчи-таны по законам параллельным тепловому потоку.

Расчет изоляционной конструкции по методу параллельных тепловых потоков:

Основные размеры конструкции:

S = 800 мм

С = 60 мм

δ д = 60 мм

δ из =150 мм

Деревянная зашивка и бруски – сосна вдоль волокон:

Плотность – ρ= 500 кг/м 3

Коэффициент теплопроводности – λ д = 0,4 Вт/(м·К)

Теплоемкость – с= 2,3 кДж/(кг·К)