Tính toán kiểm tra hệ thống điều hòa không khí và dựng mô hình 3d cho dự án trung tâm triển lãm world trace center expo bình dương đồ án tốt nghiệp ngành công nghệ kỹ thuật nhiệt

TỔNG QUAN

Tính cấp thiết của đề tài

Trong những năm gần đây, kinh tế Việt Nam đã phát triển mạnh mẽ, kéo theo sự tiến bộ vượt bậc của ngành điều hòa không khí Tại các vị trí trung tâm thành phố, hầu hết các hộ gia đình đều lắp đặt máy điều hòa, cho thấy sự phổ biến của thiết bị này trong đời sống hàng ngày và sản xuất Điều hòa không khí hiện diện ở hầu hết các tòa nhà, siêu thị, trung tâm thương mại, dịch vụ du lịch, y tế và trường học, góp phần nâng cao chất lượng cuộc sống và cải thiện chất lượng sản phẩm Ngành điều hòa không khí cũng đảm bảo quy trình công nghệ trong các lĩnh vực như dệt may, chế biến thuốc lá, hóa học và vi điện tử.

World Trade Center (WTC) là một phần quan trọng trong dự án Tổ hợp VP-TM-DV tại Trung tâm thương mại thế giới, Thành phố mới Bình Dương, phục vụ nhu cầu triển lãm và các hoạt động đa năng như nhà hàng, hội nghị và thể thao trong nhà Với quy mô lớn, WTC thu hút sự quan tâm của người dân và du khách trong và ngoài nước Do đó, việc lắp đặt hệ thống điều hòa không khí là thiết yếu để đảm bảo tiện ích và thoải mái cho khách tham quan.

Nhằm đáp ứng nhu cầu thực tiễn, nhóm chúng em đã thực hiện đồ án “Tính kiểm tra hệ thống điều hòa không khí cho dự án Trung tâm Triển lãm Quốc tế WTC” Đồ án này bao gồm việc tính toán và so sánh với các hạng mục đã hoàn thành thực tế của công trình, từ đó đưa ra các đề xuất cải tiến.

Đề tài này giúp nhóm nâng cao chất lượng công trình, đồng thời củng cố kiến thức đã học và tiếp thu các tiêu chuẩn mới từ thế giới, góp phần chuẩn bị tốt cho công việc tương lai.

Mục tiêu tính toán kiểm tra hệ thống điều hòa không khí

Mục tiêu của dự án là kiểm tra và tính toán hệ thống điều hòa không khí cho Trung tâm Triển lãm Quốc tế WTC, nhằm xác định năng suất lạnh cho từng khu vực trong không gian điều hòa Việc này giúp lựa chọn thiết bị phù hợp, đảm bảo duy trì nhiệt độ yêu cầu cho tất cả các khu vực, đồng thời xem xét các yếu tố như độ sạch không khí, độ ồn và lưu thông dòng khí Ngoài ra, dự án cũng hướng đến tối ưu hiệu suất hoạt động trong khi vẫn đảm bảo tính kinh tế, tuân thủ các quy định của nhà nước.

Trung tâm Triển lãm Quốc tế WTC, do Tổng công ty BECAMEX IDC đầu tư, là một trong những trung tâm triển lãm lớn nhất tại Việt Nam, hoạt động theo tiêu chuẩn quốc tế Nằm trên mặt tiền đường Hùng Vương và Lý Thái Tổ, Thành phố mới Bình Dương, trung tâm được trang bị cơ sở vật chất hiện đại, phù hợp cho các hoạt động triển lãm, thương mại, hội nghị, hội thảo và các chương trình giao lưu văn hóa giải trí quy mô khu vực.

WTC Thành phố mới Bình Dương đang nỗ lực nâng cao tiêu chuẩn triển lãm quốc tế tại Việt Nam, với mục tiêu tổ chức khoảng 50 triển lãm mỗi năm Nơi đây tự hào sở hữu không gian triển lãm đạt chuẩn quốc tế, thu hút hàng trăm ngàn khách tham quan và mở ra nhiều cơ hội mới cho các doanh nghiệp trong bối cảnh toàn cầu.

Hình 1.1 Trung tâm triển lãm WTC

1.2.1.1 Cấu trúc chính của công trình

WTC EXPO là một trong những địa điểm lý tưởng cho các hội chợ và triển lãm quốc tế, với tổng diện tích lên tới 22.000 m², phục vụ cho các sự kiện quy mô lớn và hội nghị quốc tế, có sức chứa lên đến 10.000 người Khu vực triển lãm trong nhà rộng 12.000 m² và khu vực ngoài trời lên tới 10.000 m², tất cả được quản lý bởi WTC Thành Phố Mới Bình Dương WTC EXPO được chia thành 3 khu vực chính: Trung tâm triển lãm A, Trung tâm triển lãm B và hành lang nối khu WTC C.

Trung tâm triển lãm A có diện tích xây dựng 8000 m 2 , chiều cao của công trình là 14,8 m Gồm 2 tầng có khu triển lãm, khu dịch vụ và 7 phòng chức năng

Trung tâm triển lãm B có diện tích xây dựng 7500 m² và chiều cao 14,8 m, bao gồm 2 tầng với tầng 1 là khu triển lãm, khu dịch vụ và 5 phòng chức năng Kết nối với khu WTC C, hành lang có diện tích 1787 m² và chiều cao 11,1 m, bao gồm các hành lang và sảnh đón bên ngoài tòa nhà, cùng với ram dốc và tam cấp.

1.2.1.2 Thống kê diện tích công trình

Bảng 1.1 Bảng thống kê diện tích công trình

Khu vực Công năng Diện tích

1.2.2 Phạm vi đề tài Đề tài này chỉ tính toán hệ thống điều hòa không khí và thông gió cho Trung tâm Triển lãm Quốc tế WTC mà không tính toán các hệ thống khác (PCCC, nước,…)

Với thời gian thực hiện đồ án tốt nghiệp, nhóm sẽ hoàn thành những nhiệm vụ sau:

- Tính toán kiểm tra tải nhiệt các tầng theo phương pháp Carrier (không tính toán trùng lặp các tầng giống nhau) so với công trình thực tế

- Tính toán kiểm tra tải nhiệt bằng phần mềm Trace 700 so với công trình thực tế

- Thành lập sơ đồ điều hòa không khí và tính kiểm các thiết bị chính gồm: AHU, PAU, Chiller, dàn nóng và dàn lạnh hệ thống VRF

CƠ SỞ TÍNH TOÁN KIỂM TRA ĐHKK

Thông số ban đầu

Dự án trung tâm triển lãm WTC EXPO tọa lạc tại tỉnh Bình Dương và sử dụng hệ thống điều hòa không khí cấp II Dựa vào mục 4.2.2 và phụ lục B, thông số khí hậu được xác định, và do Bình Dương có khí hậu tương tự như Tp Hồ Chí Minh, nên chúng ta lựa chọn thông số khí hậu của Tp Hồ Chí Minh để thực hiện các phép tính cần thiết.

- Thông số nhiệt độ và độ ẩm ngoài trời:

- Tra đồ thị t-d ta có:

Dung ẩm của dự án WTC EXPO là 18,89 g/kgkkk, với mỗi công năng sử dụng yêu cầu nhiệt độ và độ ẩm khác nhau Dự án bao gồm ba công năng chính: trung tâm hội nghị triển lãm và nhà hàng, khu vực phòng họp, và khu vực dịch vụ cùng sảnh đón tiếp Thông số thiết kế cho cả ba khu vực này được tham khảo trong bảng A.1 ở phụ lục A.

- Thông số nhiệt độ và độ ẩm trong nhà:

- Tra đồ thị t-d ta có:

Tính toán tải nhiệt

Trước khi thiết kế hệ thống điều hòa không khí, việc xác định chính xác các nguồn nhiệt ảnh hưởng đến không gian điều hòa là rất quan trọng để tính toán tải lạnh, tránh tình trạng thiếu công suất lạnh Có nhiều phương pháp tính cân bằng nhiệt ẩm, trong đó nhóm đã chọn phương pháp tính tải lạnh Carrier Phương pháp này khác với phương pháp truyền thống ở chỗ xác định năng suất lạnh Q0 bằng cách tính riêng tổng nhiệt hiện thừa Qht và nhiệt ẩn thừa Qât từ mọi nguồn nhiệt tỏa và thẩm thấu vào không gian điều hòa Công thức xác định năng suất lạnh theo phương pháp Carrier sẽ được trình bày cụ thể trong bài viết.

Các nguồn nhiệt gây tổn thất cho không gian điều hòa: [1]

Hình 2.1 Sơ đồ các nguồn nhiệt gây tổn thất cho không gian điều hòa

2.3.1 Nhiệt hiện bức xạ qua kính

- Nhiệt hiện bức xạ qua kính được xác định theo biểu thức: [1]

Trong đó: nt là hệ số tác dụng tức thời tra bảng 4.6 và 4.7 [1]

Q 11 là lượng nhiệt bức xạ tức thời qua kính vào phòng, (W);

F là diện tích bề mặt kính cửa sổ có khung thép, m 2 Nếu là khung gỗ lấy bằng 0,85.F;

RT là lượng nhiệt bức xạ mặt trời đi qua cửa kính vào phòng, được đo bằng W/m² Nếu hệ thống điều hòa hoạt động liên tục 24 giờ hoặc từ 6 giờ sáng đến 4 giờ chiều (trong giờ nắng), có thể tham khảo lượng nhiệt bức xạ cực đại theo bảng 4.2 [1].

 c là hệ số ảnh hưởng của độ cao so với mặt nước biển; Tính theo công thức:

H là độ cao của khu vực so với mặt nước biển (m), trong khi ε đs là hệ số phản ánh sự khác biệt giữa nhiệt độ đọng sương của không khí quan sát và nhiệt độ đọng sương của không khí ở mức nước biển, được xác định là 20 °C Công thức tính ε đs được đưa ra là: ε đs = 1 − (t s − 20).

Trong đó: ts là nhiệt độ đọng sương của không khí ngoài trời, ( o C)

 mm là hệ số ảnh hưởng của mây mù Khi trời mưa không mây  mm = 1, khi trời có mây  mm = 0,85;

 kh là hệ số ảnh hưởng của khung Khung gỗ lấy  kh =1, khung kim loại  kh

 m là hệ số kính, phụ thuộc vào màu sắc và kiểu loại kính

 r là hệ số mặt trời, kể đến ảnh hưởng của kính cơ bản khi có màn che bên trong kính, khi không có màn che bên trong  r =1

+ Công trình sử dụng khung thép nên lấy bằng F

+ Vì hệ thống điều hòa hoạt động liên tục nên RT = RTmax và Tp Hồ Chí Minh nằm ở bán cầu Bắc, thuộc vĩ độ 10 ta tra bảng 4.2 [1]

Bảng 2.1 Lượng bức xạ mặt trời lớn nhất RTmax theo từng hướng

Tầng 1 của khối A và B của dự án có độ cao so với mặt nước biển lần lượt là 39,2 m và 38,1 m, trong khi tầng 2 có độ cao tương ứng là 45,4 m và 44,3 m Qua đó, giá trị  c cho tầng 1 và 2 của khối A và B gần như tương đương, với  c ≈ 1.

Nghiên cứu khí hậu tại Tp Hồ Chí Minh cho thấy nhiệt độ đọng sương là ts = 23,94°C, được xác định từ đồ thị t-d với tN = 36°C và độ ẩm 𝜑 N đạt 50% Kết quả tính toán cho thấy ε đs = 0,95.

+ Xét dự án có bức xạ lớn nhất nên lấy trời không mây  mm = 1

+ Vì công trình sử dụng khung thép nên  kh =1,17

+ Kính của công trình không có màn che bên trong nên ta có  r =1

Kính của công trình thuộc loại kính cơ bản với giá trị  m = 1 theo bảng 4.3 Để tính toán, nt = f(gs), trong đó gs là mật độ (khối lượng riêng) diện tích trung bình của toàn bộ kết cấu bao che vách, trần, sàn (kg/m²) Giá trị gs được xác định dựa trên các yếu tố cấu thành của công trình.

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

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

Fs là diện tích sàn, (m 2 )

Tra theo Phụ lục 2 [2] ta có:

Khối lượng 1 m 2 tường dày 0,23 m loại gạch đất sét nung với vữa nặng có khối lượng đơn vị 1800 kg/m 3 Vậy vật liệu tường có khối lượng 414 kg/m 2

Khối lượng 1m 2 sàn bê tông dày 0,3 m và có khối lượng đơn vị 2400 kg/m 3 Vậy vật liệu sàn có khối lượng 720 kg/m 2

Vậy ta có gs ≥ 700 tra bảng 4.6 [1] có các giá trị nt ứng với từng hướng khác nhau theo bảng 2.2 bên dưới

Bảng 2.2 Hệ số tác động tức thời nt theo từng hướng

Hướng RTmax (W/m 2 ) nt Đông Nam 296 0,71

Tính toán nhiệt hiện bức xạ qua kính theo từng hướng:

- Đối với các khu vực có kính hướng Đông Nam:

- Đối với các khu vực có kính hướng Tây Nam:

- Đối với các khu vực có kính hướng Đông Bắc:

- Đối với các khu vực có kính hướng Tây Bắc:

- Đối với các khu vực có kính hướng Đông:

- Đối với các khu vực có kính hướng Tây:

- Đối với các khu vực có kính hướng Nam:

- Đối với các khu vực có kính hướng Bắc:

= 0,74.41.1.0,95.1.1,17.1.1.F = 33,72.F (W) Bảng 2.3 Kết quả nhiệt hiện bức xạ qua kính

Khối Công năng Hướng Diện tích kính

Triển lãm Tây Nam 128 19792,64 Đông Bắc 99,2 14918,69

2.3.2 Nhiệt hiện truyền qua mái do bức xạ

- Nhiệt truyền qua mái do bức xạ được tính bằng công thức:

Q21 là nhiệt hiện truyền qua mái do bức xạ, (W);

F là diện tích mái, (W); k là hệ số truyền nhiệt qua mái (W/m 2 K);

∆ttd là hiệu nhiệt độ tương đương ( o C);

∆ttd có 3 trường hợp sau:

+ Phía trên mái là không gian không điều hòa

+ Phía trên mái là không gian có điều hòa

+ Phía trên mái là không gian ngoài trời

Trong đó: tN, tT là nhiệt độ không khí bên ngoài và trong nhà, ( o C); ε s R N α N là phần hiệu chỉnh do bức xạ mặt trời tác dụng lên mái, trong đó:

Hệ số hấp thụ bức xạ mặt trời của một số dạng bề mặt mái được xác định là 0,88 ε s, trong khi hệ số tỏa nhiệt phía ngoài tường khi tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài là α N.

+ Tính theo công thức ở Phụ lục 1 [2] và tham khảo hệ số dẫn nhiệt của tôn cách nhiệt 3 lớp ta có k = 0,4 W/m 2 K [11]

+ Khu vực dịch vụ và phòng họp 3,4 khối A và B có phía trên mái là không gian không điều hòa nên ta có:

∆ttd = 0,5.(tN - tT) + Khu vực triển lãm A và B phía trên mái là không gian ngoài trời nên ta có:

Hệ thống điều hòa hoạt động liên tục, do đó RT = RTmax, với RTmax được xác định trong bảng 2.2 mục 2.3.1 Trung tâm triển lãm khối A và B nhận ánh sáng mặt trời từ hai hướng Tây Bắc và Đông Nam, dẫn đến giá trị RTmax lần lượt là 410 và 296.

Từ đó ta xác định được RN tương ứng theo hướng Tây Bắc và Đông Nam lần lượt là 465,91 và 336,36

+ Hệ số tỏa nhiệt bên ngoài α N = 20 W/m 2 K [1]

+ Công trình sử dụng mái tôn sáng, tra phụ lục 5 [2] ta có ε s = 0,8;

+ Nhiệt độ ngoài trời, tN = 36 o C;

+ Nhiệt độ không khí bên trong nhà, tT = 24 o C

Công trình sử dụng mái xiên nên ta tính toán theo các thông số của mái bằng sau đó nhân 0,85 [2]

Bảng 2.4 Kết quả nhiệt truyền qua mái do bức xạ

2.3.3 Nhiệt hiện truyền qua vách

Trong tính toán người ta định nghĩa vách là toàn bộ kết cấu bao che gồm tường, cửa ra vào, cửa sổ, vách kính,…

Ta có thể tính nhiệt truyền qua vách theo biểu thức sau:

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

Khối Khu vực Diện tích mái

Fi là diện tích tường, cửa ra vào, cửa sổ kính tương ứng, (m 2 );

∆t là hiệu nhiệt độ trong và ngoài nhà, ( o C)

∆t là Chênh lệch nhiệt độ giữa bên ngoài và bên trong, (K);

Ft là diện tích tường của khu vực tính toán, (m 2 ); kt là hệ số truyền nhiệt của tường, (W/m 2 K);

 N là hệ số tỏa nhiệt phía ngoài tường Khi tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài  N = 20 W/m 2 K, khi tiếp xúc gián tiếp với không khí bên ngoài

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

 i là độ dày lớp vật liệu thứ i của cấu trúc tường, (m);

 i là hệ số dẫn nhiệt lớp vật liệu thứ i của cấu trúc tường, (W/m.K);

+ Kết cấu tường gồm có 1 lớp gạch xây dựng và 2 lớp vữa xi măng Độ dày lớp vữa  v = 0,01 m; độ dày gạch xây dựng  g = 0,2 m;

+ Tra phụ lục 2 [2] Ta có: Hệ số dẫn nhiệt lớp vữa  v = 0,93 W/m.K; Hệ số dẫn nhiệt của gạch  v = 0,81 W/m.K;

+ Kết cấu vách gồm 1 lớp tấm EPS và 1 lớp tấm thạch cao Vách ngăn tấm thạch cao dày 9 mm và tấm EPS dày 50 mm

+ Hệ số dẫn nhiệt vách ngăn thạch cao  v = 0,23 W/m.K [2]; Hệ số dẫn nhiệt tấm EPS  v = 0,41 W/m.K [12];

+ Toàn bộ công trình có nhiệt độ phòng tT = 24 ( o C) ta có:

∆t = tN - tT = 36 – 24 = 12 ( o C) + Khi tường tiếp xúc trực tiếp với không khí bên ngoài ta có  N = 20 W/m 2 K

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

Hệ số truyền nhiệt k của tường: k t = 1 1

Hệ số truyền nhiệt k của vách: k t = 1 1

Khi tường tiếp xúc với không gian không điều hòa, hệ số truyền nhiệt của tường được xác định với giá trị  N = 10 W/m².K Điều này cho thấy sự khác biệt trong hiệu suất truyền nhiệt so với các trường hợp khác.

Hệ số k của tường: kt = 1 1

10 = 2,5 W/m 2 K Bảng 2.5 Kết quả nhiệt truyền qua tường theo từng khu vực

104 491,3 Không gian không điều hòa 17397,24

Khu dịch vụ 43,7 88 Ngoài trời 4273,48

502,43 1353,64 Ngoài trời 60866,62 62,64 756,18 Không gian không điều hòa 24286,48

Khu dịch vụ 23,8 0 Không gian không điều hòa 608,33

Phòng họp 1 29,4 0 Không gian không điều hòa 751,46

- Nhiệt truyền qua cửa ra vào Q22c

Trong đó: k là hệ số truyền nhiệt qua cửa, (W/m 2 K);

∆t là hiệu nhiệt độ trong và ngoài nhà, (K)

Công trình sử dụng hai loại cửa: cửa gỗ và cửa thép Cửa gỗ dày 50 mm có hệ số truyền nhiệt k là 2,01 W/m².K, theo bảng 4.12 Trong khi đó, cửa sắt dày 50 mm có hệ số truyền nhiệt k cao hơn, đạt 5,82 W/m².K, được tính toán dựa trên công thức trong phụ lục 1 và phụ lục 2.

+ Hiệu nhiệt độ trong và ngoài nhà ∆t = 36 – 24 = 12 o C

Bảng 2.6 Kết quả nhiệt truyền qua cửa ra vào theo từng khu vực

Khối Khu vực Diện tích

Không gian bên ngoài cửa

Dịch vụ 3,96 Gỗ Nhà vệ sinh 95,52

Dịch vụ 2,2 Gỗ Nhà vệ sinh 53,06

- Nhiệt truyền qua cửa sổ kính Q22k:

Trong đó: kk là hệ số truyền nhiệt qua cửa sổ kính, (W/m 2 K);

Fk là diện tích cửa sổ kính, (m 2 );

∆t là chênh lệch nhiệt độ giữa bên ngoài và trong không gian điều hòa, (K)

Cửa kính công trình được thiết kế với 3 lớp kính và khoảng cách giữa 2 lớp kính là 10 mm Theo bảng 4.13, hệ số truyền nhiệt qua cửa sổ kính là 2,1 W/m².K.

Bảng 2.7 Kết quả nhiệt truyền qua cửa sổ kính

2.3.4 Nhiệt hiện truyền qua nền

Nhiệt hiện truyền qua nền cũng được tính bằng biểu thức:

Q23 là nhiệt hiện truyền qua nền, (W); kn là hệ số truyền nhiệt qua nền, (W/m 2 K);

Fn là diện tích sàn, (m 2 );

∆t là hiệu nhiệt độ bên ngoài và bên trong, (K);

Khu vực trung tâm triển lãm và dịch vụ khối A và B có nền bê tông dày 300 mm, với hệ số truyền nhiệt kn là 2,18 W/m².K Trong khi đó, phòng họp 1 và 2 khối A cùng phòng họp 1 khối B được trải thảm, dẫn đến hệ số truyền nhiệt kn giảm xuống còn 1,16 W/m².K.

+ Toàn bộ công trình có nhiệt độ thiết kế là tT = 24 o C nên ta có ∆t = tN - tT 36 – 24 = 12 ( o C)

+ Khu vực phòng họp 3,4 ở 2 khối A, B có sàn nằm trên không gian điều hòa nên Q23 = 0

Bảng 2.8 Kết quả nhiệt hiện truyền qua nền theo từng khu vực

Triển lãm 5305,87 138801,56 Khu dịch vụ 610,91 15981,41 Phòng họp 1 61,5 856,08 Phòng họp 2 61,2 851,90

Triển lãm 4623,82 120959,13 Khu dịch vụ 613,68 16053,87 Phòng họp 1 105,3 1465,78

2.3.5 Nhiệt hiện tỏa ra do đèn chiếu sáng

Ngày nay, mọi công trình xây dựng đều cần sử dụng đèn chiếu sáng, trong đó hai loại đèn phổ biến nhất là đèn LED và đèn huỳnh quang Do không thể khảo sát thực tế chi tiết, nhiệt tỏa ra từ các nguồn sáng nhân tạo có thể được tính toán theo một biểu thức nhất định.

Q31 = n t nđ.Q = n t nđ qs.F (2.15) Trong đó:

Q31 là công suất nhiệt phát sinh từ đèn chiếu sáng (W) Hệ số tác dụng tức thời của đèn chiếu sáng được ký hiệu là n t, có thể tham khảo trong bảng 4.8 [1] Hệ số tác dụng đồng thời nđ chỉ áp dụng cho các tòa nhà và công trình điều hòa không khí lớn, trong khi đối với các công trình khác, nđ được đặt bằng 1 Công suất chiếu sáng yêu cầu cho mỗi mét vuông diện tích sàn được ký hiệu là qs (W/m²).

Q là tổng nhiệt tỏa do chiếu sáng, (W);

F là diện tích sàn cần làm lạnh, (m 2 )

+ Vì hệ thống điều hòa hoạt động 24/24 giờ nên n t = 1

+ Công trình này sử dụng công năng khác nên không xét đến hệ số tác dụng đồng thời hay nđ = 1 [1]

+ Thông số qs tra từ bảng 9.5.1 [5] Với công năng trung tâm triển lãm hội nghị qs = 12 W/m 2 ; khu dịch vụ qs = 15 W/m 2 ; phòng họp qs = 11 W/m 2

Bảng 2.9 Kết quả nhiệt hiện tỏa ra do đèn chiếu sáng

Khối Khu vực Diện tích sàn

Phòng họp 1 105,3 1158,3 Phòng họp 3 64,18 705,98 Phòng họp 4 64,18 705,98

2.3.6 Nhiệt hiện tỏa do máy móc Q 32

Q32 là phần nhiệt tỏa do sử dụng các loại máy móc và dụng cụ dùng điện như tivi, máy tính bàn, laptop,…

Ni là công suất điện ghi trên thiết bị điện, (W)

Do nhóm không có điều kiện khảo sát trực tiếp công trình, chúng tôi sẽ tham khảo tài liệu [7] để tính toán nhiệt tỏa do máy móc tại khu triển lãm Đối với các khu vực khác, chúng tôi có thể thực hiện ước tính dựa trên các thông số sẵn có.

+ Khu triển lãm: 6 quạt AHU 15 kW, tivi, máy chiếu, máy quay phim, camera, thiết bị âm thanh,…Tra bảng 6.2 [7] ta có mật độ tải là 5 W/m 2

+ Phòng họp: ước tính có 1 máy chiếu 100 W, 1 màn hình 100 W, 15 Laptop

100 W Riêng phòng họp 1 khối B ước tính có 25 Lap top 100 W, 1 máy chiếu 100

+ Dịch vụ: Do là sảnh đón khác nên sẽ không có thiết bị điện

Bảng 2.10 Kết quả nhiệt tỏa ra do máy móc

Khối Khu vực Nhiệt tỏa ra do máy móc

Thành lập sơ đồ điều hòa không khí và tính toán cho khu vực triển lãm

2.5.1 Thành lập sơ đồ điều hòa

Sơ đồ điều hòa không khí được thiết lập dựa trên kết quả tính toán cân bằng nhiệt ẩm, đảm bảo đáp ứng các yêu cầu về tiện nghi cho con người và phù hợp với điều kiện thời tiết của công trình.

Việc lựa chọn sơ đồ điều hòa phù hợp với từng công trình là rất quan trọng, vì mỗi sơ đồ đều có ưu và nhược điểm riêng Đối với trung tâm triển lãm WTC EXPO, phân tích các đặc điểm và điều kiện khí hậu cho thấy công trình này không yêu cầu nghiêm ngặt về chế độ nhiệt ẩm Do đó, việc sử dụng sơ đồ tuần hoàn không khí 1 cấp là đủ để đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật và kinh tế Hơn nữa, sơ đồ này còn tận dụng nhiệt từ không khí tái tuần hoàn, giúp tiết kiệm năng lượng hiệu quả.

Hình 2.2 Sơ đồ điều hòa không khí 1 cấp cho khu vực triển lãm

PAU: Bộ xử lý không khí tươi;

AHU: Thiết bị xử lý và làm lạnh không khí;

FA: Không khí tươi ngoài trời;

N: điểm thể hiện trạng thái không khí ngoài trời;

N’: điểm thể hiện trạng thái không khí sau khi đi qua PAU;

T: điểm thể hiện trạng thái không khí trong phòng;

H: điểm thể hiện trạng thái không khí sau quá trình hòa trộn giữa N’ và T; RA: gió hồi/ không khí hồi từ phòng;

S: điểm thể hiện trạng thái của không khí cấp vào phòng;

SA: gió cấp/không khí cấp vào phòng;

EA: gió thải ra ngoài trời

- Các quá trình diễn ra trên sơ đồ điều hòa không khí hình:

Quá trình làm lạnh khử ẩm bắt đầu khi gió tươi ở trạng thái N được quạt PAU hút vào và trao đổi nhiệt ẩm với coil lạnh PAU, dẫn đến không khí ở trạng thái N’ có độ ẩm tương đối cao, khoảng 85% đến 100% Sau đó, gió hồi được quạt AHU hút vào một phần để hòa trộn với không khí ở trạng thái N’ Gió hòa trộn này, ở trạng thái H, tiếp tục được quạt AHU hút vào và trải qua quá trình làm lạnh khử ẩm, diễn ra trong quá trình H-S.

+ Không khí sau khi qua AHU được cấp vào phòng Khi vào phòng, không khí trao đổi nhiệt ẩm với các tác nhân trong phòng

2.5.2 Xác định các điểm nút trên đồ thị t-d Để xác định được các điểm nút trên đồ thị ta cần xác định chính xác các hệ số của chu trình lạnh

- Hệ số đi vòng Bypass Factor:

Hệ số đi vòng, ký hiệu là 𝜀 𝐵𝐹, là tỷ số giữa lượng không khí đi qua dàn lạnh mà không trao đổi nhiệt ẩm với tổng lượng không khí thổi qua dàn Công thức tính hệ số đi vòng được thể hiện qua ε BF = G H.

G H là lưu lượng khối lượng không khí đi qua dàn lạnh nhưng không trao đổi nhiệt ẩm với dàn, (kg/s) có trạng thái của điểm hòa trộn H;

GS là lưu lượng khối lượng không khí đi qua dàn lạnh có trao đổi nhiệt ẩm với dàn, (kg/s) có trạng thái của điểm cấp S;

G là tổng lưu lượng không khí qua dàn, (kg/s);

Hệ số đi vòng 𝜀 𝐵𝐹 chịu ảnh hưởng bởi nhiều yếu tố quan trọng, bao gồm bề mặt trao đổi nhiệt của dàn, cách sắp xếp bề mặt trao đổi nhiệt ẩm, số hàng ống và tốc độ không khí Để xác định hệ số đi vòng, có thể tham khảo bảng 4.23 Trong trường hợp này, giá trị được chọn cho hệ số đi vòng là ε BF = 0,12.

- Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng (ESHF):

Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng, ký hiệu là ε hef, được tính bằng tỷ số giữa nhiệt hiện hiệu dụng của phòng và nhiệt tổng hiệu dụng của phòng Công thức tính hệ số này được biểu diễn như sau: ε hef = Q / (Q hef + Q âef) = Q / (Q hef + Q ef).

𝑄 ℎ𝑒𝑓 là nhiệt hiện hiệu dụng của phòng (Effective Room Sensible Heat):

𝑄 â𝑒𝑓 là nhiệt ẩn hiệu dụng của phòng (Effective Room Latent Heat):

Trong đó: ε BF là hệ số đi vòng BF;

Q hN là nhiệt hiện do gió tươi mang vào, (W);

Q âN là nhiệt ẩn do gió tươi mang vào, (W);

Từ kết quả tính toán ở mục 2.3 ta có:

Q âf 0679,25 W Thay vào (2.29) và (2.30) ta tìm được

Từ đó ta tính được hệ số nhiệt hiện hiệu dụng ε hef = 0,8

- Hệ số nhiệt hiện tổng GSHF, kí hiệu ε ht ε ht = Q h

Q h là thành phần nhiệt hiện, kể cả phần nhiệt hiện do gió tươi mang vào, Q hN có trạng thái ngoài trời N, (W);

Q â là thành phần nhiệt ẩn, kể cả phần nhiệt ẩn do gió tươi đem vào

Q âN có trạng thái ngoài trời N, (W);

Q t là tổng nhiệt thừa dùng để tính năng suất lạnh, (W)

Từ kết quả tính toán ở mục 2.3 ta thế vào (2.31):

Q t = 1353842,64 (W) Vậy ta tính được hệ số nhiệt hiện tổng ε ht = 0,67

- Hệ số nhiệt hiện phòng RSHF, kí hiệu là ε hf

Hệ số nhiệt hiện phòng (ε hf) là tỷ lệ giữa thành phần nhiệt hiện và tổng nhiệt hiện cùng nhiệt ẩn trong không gian điều hòa, không bao gồm ảnh hưởng từ gió tươi.

Q hf là tổng nhiệt hiện của phòng (không bao gồm nhiệt hiện gió tươi), (W);

Q âf là tổng nhiệt ẩn của phòng, không bao gồm nhiệt ẩn gió tươi, được đo bằng đơn vị W Sau khi thay thế kết quả tính toán từ mục 2.3 vào công thức (2.32), hệ số nhiệt hiện tại của phòng được xác định là ε hf = 0,83.

- Thành lập sơ đồ điều hòa không khí cho khu vực triển lãm A:

+ Gọi G là điểm tham chiếu trên sơ đồ điều hòa có nhiệt độ và độ ẩm tương đối lần lượt là tG = 24 o C, 𝜑 G = 50%

+ Gọi điểm N, T lần lượt là trạng thái không khí ngoài trời và trong phòng điều hòa

+ Gọi điểm N’ là trạng thái không khí sau PAU

+ Gọi điểm H là trạng thái hòa trộn của không khí tươi và không khí tái tuần hoàn

Từ các hệ số nhiệt hiện ẩn đã tính toán ở trên ta tiến hành vẽ đồ thị t-d theo các bước sau:

+ Xác định các thông số N, N’, T, G trên đồ thị

+ Dựng các đường G - ε ht (GSHF), G - ε hef (ESHF), G - ε hf (RSHF),

+ Qua T kẻ đường thẳng song song với ESHF cắt đường độ ẩm tương đối

+ Từ điểm CADP kẻ đường thẳng song song với đường thẳng GSHF cắt N’ –

T tại H Ta xác định được điểm hòa trộn

+ Qua T kẻ đường thẳng song song với RSHF cắt đường thẳng CADP – H tại

S Khi bỏ qua tổn thất nhiệt từ quạt gió và đường ống gió, ta có S ≡ V là điểm thổi vào Ta tiếp tục kéo dài đường thẳng cắt 𝜑 = 100% tại RADP là nhiệt độ đọng sương của phòng

- Nhiệt độ đọng sương của thiết bị

+ Nhiệt độ đọng sương của thiết bị tra đồ thị t-d tại điểm CADP ta có tS 14,4 o C

Hình 2.3 Đồ thị t-d của trung tâm triển lãm khối A

- Các quá trình diễn ra trên đồ thị t-d:

Quá trình N - N’ diễn ra khi không khí tươi trao đổi nhiệt độ với gió thải thông qua bánh xe hồi nhiệt, đồng thời cũng thực hiện trao đổi nhiệt ẩm với coil lạnh được lắp đặt trong PAU.

N’ - H: Là quá trình không khí sau khi qua PAU đi vào buồng hòa trộn AHU

T - H: là quá trình không khí hồi từ phòng về hòa trộn với không khí sau khi ra khỏi PAU

H - S: Là quá trình không khí trao đổi nhiệt ẩm với coil lạnh của AHU

S - T: Là quá trình không khí trao đổi nhiệt với không khí trong phòng để có được trạng thái T

- Kiểm tra điều kiện vệ sinh:

∆t VT = tT – tV ≤10 o C Trong đó: tT là nhiệt độ phòng, ( o C) tV là nhiệt độ thổi vào, ( o C)

Vậy ta có: ∆t VT = tT – tV = tT – tS = 24 – 15,3 = 8,7 o C ≤ 10 o C Vậy thỏa mãn điều kiện vệ sinh

- Tính toán quá trình hòa trộn

+ Ta có phương trình cân bằng năng lượng:

GH.IH = GN’.IN’ + GT.IT (2.33) + Phương trình cân bằng khối lượng:

GH là lưu lượng khối lượng không khí ở trạng thái H, (kg/s);

GN’ là lưu lượng khối lượng không khí ở trạng thái N’, (kg/s);

GT là lưu lượng khối lượng không khí ở trạng thái T, (kg/s)

(GN’ + GT) IH = GN’.IN’ + GT.IT

➔ GN’.IH – GN’.IN’ = GT.IT – GT.IH

➔ GN’.(IH – IN’) = GT.(IT – IH)

Do phương pháp thiết lập sơ đồ và tính toán năng suất lạnh tại khu vực triển lãm khối B tương tự như khối A, nhóm chỉ tập trung vào việc trình bày chi tiết quy trình thành lập sơ đồ và tính toán năng suất lạnh cho khu vực triển lãm khối A.

- Các kết quả tính toán kiểm tra năng suất lạnh của khu vực triển lãm B sẽ được trình bày ở bảng 2.19

Bảng 2.15 Thông số các điểm nút trên đồ thị t-d của khu triển lãm khối A Điểm nút Nhiệt độ bầu khô

Thành lập sơ đồ điều hòa không khí và tính toán cho khu vực dịch vụ A

Khu vực dịch vụ và phòng họp được trang bị hệ thống VRF với sơ đồ tuần hoàn cấp 1, do đó nhóm chúng tôi chỉ trình bày khu dịch vụ A làm ví dụ điển hình.

Hình 2.4 Sơ đồ tuần hoàn không khí cấp 1 dùng cho khu dịch vụ và phòng họp Chú thích:

Mixing box: Buồng hòa trộn;

FA: Không khí tươi ngoài trời;

N: điểm thể hiện trạng thái không khí ngoài trời;

T: điểm thể hiện trạng thái không khí trong phòng;

H: điểm thể hiện trạng thái của không khí sau quá trình hòa trộn;

RA: gió hồi/ không khí hồi về FCU;

SA: gió cấp vào phòng/không khí cấp vào phòng;

EA: gió thải ra ngoài trời;

GN: lưu lượng khối lượng không khí tươi cấp vào;

Gr,c: lưu lượng khối lượng không khí hồi từ phòng điều hòa;

GS: lưu lượng khối lượng không khí cấp vào phòng điều hòa

Sơ đồ điều hòa không khí khu dịch vụ tương tự như sơ đồ của trung tâm triển lãm, nhưng không sử dụng thiết bị xử lý gió tươi PAU Gió hồi từ phòng hồi được đưa hoàn toàn vào hộp box hòa trộn mà không thải ra bên ngoài.

2.6.2 Xác định các điểm nút trên đồ thị t-d

Dựa vào các công thức đã trình bày ở phần 2.5.2 ta tính được các hệ số của khu dịch vụ khối A là:

- Hệ số đi vòng 𝜀 𝐵𝐹 Chọn theo bảng 4.23 [1] ta có giá trị ε BF = 0,12

- Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng ε hef Từ kết quả tính toán từ mục 2.3 ta có thành phần nhiệt hiện và nhiệt ẩn của khu dịch vụ:

Qt = 202236,37 W Vậy ta thay vào biểu thức (2.29) và (2.30), ta có:

Q âef = 29836,30 W Thay kết quả trên vào (2.28) ta tìm được ε hef = 0,79

- Hệ số nhiệt hiện tổng (GSHF) ε ht theo (2.31) ta có: ε ht = 138470,74 202236,37 = 0,68

- Hệ số nhiệt hiện phòng (RSHF) ε hf theo (2.32) ta có: ε hf = 114278,70 114278,70+25209,58 = 0,82

- Xác định nhiệt độ đọng sương của thiết bị: Nhiệt độ đọng sương của thiết bị tra đồ thị t-d của khu dịch vụ A ta có tS = 14,2 o C

Hình 2.5 Đồ thị t-d của khu dịch vụ khối A

- Kiểm tra điều kiện vệ sinh:

Vậy ta có: ∆t VT = tT – tV = tT – tS = 24 - 15,8 = 8,2 o C ≤ 10 o C Vậy thỏa mãn điều kiện vệ sinh

Bảng 2.16 Thông số các điểm nút trên đồ thị t-d của khu dịch vụ A Điểm nút Độ ẩm tương đối

Bảng 2.17 Các thông số nhiệt thừa tính toán cho từng công năng phòng

Triển lãm 1353842,64 902650,61 194831,55 310512,78 707819,06 140679,25 Dịch vụ 202236,37 138470,74 24192,04 38556,06 114278,70 25209,58 Phòng họp 1 14393,94 8502,85 2435,40 3881,42 6067,45 2009,67 Phòng họp 2 13758,36 7896,01 2423,52 3862,49 5472,49 1999,86 Phòng họp 3 14386,66 8451,51 2453,62 3910,45 5997,90 2024,70 Phòng họp 4 15623,20 9551,07 2510,24 4000,70 7040,83 2071,43

Triển lãm 1209076,68 814851,17 169786,67 270597,51 645064,50 123628,00 Dịch vụ 183573,86 119543,38 24301,73 38730,88 95241,65 25299,60 Phòng họp 1 33782,17 23649,05 4169,88 6645,75 19525,60 3440,94 Phòng họp 3 23584,46 17436,66 2541,53 4050,56 14895,13 2097,24 Phòng họp 4 19980,11 13832,31 2541,53 4050,56 11290,78 2097,24 Bảng 2.18 Các hệ số tính toán cho sơ đồ điều hòa không khí cấp 1

Khối Công năng ε BF ε ht ε hf ε hef tS

Phòng họp 1 0,12 0,59 0,75 0,72 13,7 14,9 Phòng họp 2 0,12 0,57 0,73 0,70 13,6 14,5 Phòng họp 3 0,12 0,59 0,75 0,72 13,2 14,9 Phòng họp 4 0,12 0,61 0,77 0,74 13,7 14,1

Triển lãm 0,12 0,67 0,84 0,81 14,5 15,7 Dịch vụ 0,12 0,65 0,79 0,77 13,9 14,4 Phòng họp 1 0,12 0,70 0,85 0,83 14,6 16,1 Phòng họp 3 0,12 0,74 0,88 0,85 14,7 16,7 Phòng họp 4 0,12 0,69 0,84 0,82 14,3 15,7

Tính toán kiểm tra năng suất lạnh

- Năng suất lạnh của hệ thống ĐHKK có thể tính kiểm tra bằng công thức:

Q0 là năng suất lạnh của dàn lạnh, (kW);

G là lưu lượng khối lượng không khí đi qua dàn lạnh, (kg/s);

Trong đó: ρ là khối lượng riêng không khí (kg/m 3 ), ρ = 1,2 kg/m 3 ;

L là lưu lượng thể tích của không khí, (m 3 /s);

LN là lượng khí tươi đem vào, (l/s);

LT là lượng không khí tái tuần hoàn, (l/s);

IH là entanpy không khí điểm hòa trộn, (kJ/kg);

IV là entanpy không khí điểm thổi vào, (kJ/kg)

- Tính toán lưu lượng không khí qua dàn lạnh bằng biểu thức:

L là lưu lượng không khí qua dàn, (l/s);

Qhef là nhiệt hiện hiệu dụng của phòng, (W);

Hệ số đi vòng εBF là 38, trong khi nhiệt độ trong phòng tT và nhiệt độ đọng sương tS lần lượt được đo bằng độ C Phần này chỉ tập trung vào khu vực triển lãm và dịch vụ khối A, các kết quả tính toán cho các khu vực khác được trình bày trong bảng 2.18.

- Tính kiểm tra năng suất lạnh của AHU cho khu vực triển lãm khối A:

+ Lưu lượng không khí qua dàn lạnh của khu vực triển lãm khối A từ bảng 2.16 thay số vào biểu thức (2.37):

L = 731198,85 1,2.(24−14,4).(1−0,12) = 72127,4 (l/s) = 72,1274 (m 3 /s) + Lưu lượng khối lượng không khí qua dàn lạnh:

Từ đồ thị tính toán ta có thông số entanpy của không khí hòa trộn và sau khi vào dàn lạnh lần lượt là:

- Năng suất lạnh của AHU triển lãm khối A:

- Tính kiểm tra năng suất lạnh FCU của khu vực dịch vụ khối A:

Từ kết quả tính toán ở bảng 2.16 thay số vào biểu thức (2.37) ta tìm được lưu lượng không khí qua dàn lạnh của khu dịch vụ khối A:

L = 117181,74 1,2.(24−14,2).(1−0,12) = 11323,2 (l/s) = 11,3232 (m 3 /s) Vậy lưu lượng khối lượng không khí qua dàn lạnh là:

G = ρ.L = 1,2.11,3232 = 13,59 (kg/s) Với các thông số điểm nút đã tính toán ở bảng 2.15 thế vào công thức (2.35) ta có năng suất lạnh của dàn lạnh khu dịch vụ A là:

Bảng 2.19 Tính toán kiểm tra năng suất lạnh cho từng khu vực điều hòa

2.7.1 Tính toán kiểm tra tải nhiệt bằng phần mềm Trace 700

Phần mềm Trace 700 của thương hiệu Trane là một trong những công cụ phổ biến nhất hiện nay để tính tải lạnh cho các công trình, bên cạnh Heatload của Daikin và Hap của Carrier Dự án Trung tâm triển lãm WTC EXPO có diện tích lớn và sử dụng hệ thống Chiller để làm lạnh, vì vậy nhóm quyết định sử dụng phần mềm Trace 700 để tính toán tải lạnh, giúp tiết kiệm năng lượng nhờ khả năng tính toán chi tiết tải nhiệt của công trình.

Trace 700 được phát triển từ các công trình truyền nhiệt và bức xạ, đồng thời tuân thủ tiêu chuẩn ASHRAE để tính toán các thông số Phần mềm này giúp tối ưu hóa việc tiết kiệm năng lượng mà vẫn đảm bảo duy trì nhiệt độ và độ ẩm theo yêu cầu.

Hình 2.6 Giao diện phần mềm Trace 700

2.7.1.2 Các bước tính tải lạnh cho dự án

2.7.1.3 Kết quả sau khi tính toán

Sau khi tính tải xong ta sẽ xuất kết quả tính ra file PDF để tiến hành kiểm tra

Hình 2.7 Kết quả tính toán bằng phần mềm của trung tâm triển lãm A

Hình 2.8 Kết quả tính toán bằng phần mềm của khu dịch vụ khối A

Kết quả từ phần mềm cho thấy công suất lạnh đạt 199,4 kW, trong khi tải lạnh của công trình là 196 kW, với sai số nhỏ hơn 5%, điều này cho thấy kết quả là chấp nhận được Sai số này có thể xuất phát từ việc đo đạc diện tích, các thông số tính toán và tiêu chuẩn tham khảo của công trình cũng như nhóm thực hiện khác nhau.

Tính toán kiểm tra và chọn thiết bị chính hệ thống

2.8.1 Tính toán kiểm tra và chọn thiết bị chính cho hệ thống Water Chiller

2.8.1.1 Lựa chọn hãng cung cấp

Khi lựa chọn sản phẩm, cần xem xét nhiều yếu tố quan trọng như chất lượng, giá cả cạnh tranh trên thị trường, chế độ bảo hành và thời gian cung cấp thiết bị để đảm bảo phù hợp với tiến độ công trình, đặc biệt trong bối cảnh dịch Covid-19 hiện nay.

Sau khi nghiên cứu thông tin từ nhiều nhà cung cấp máy điều hòa, chủ đầu tư công trình đã quyết định chọn Công ty Daikin làm nhà cung cấp cho các sản phẩm điều hòa, bao gồm Chiller, PAU và AHU, phục vụ toàn bộ công trình.

AHU là dàn trao đổi nhiệt với mục đích xử lý nhiệt ẩm của không khí Để tính chọn AHU ta phải quan tâm đến 2 yếu tố sau:

- Đảm bảo tải lạnh yêu cầu của hệ thống

Để đạt hiệu quả hoạt động tối ưu và tiết kiệm năng lượng, công trình trung tâm triển lãm A và B tại Thành phố mới Bình Dương đã áp dụng hệ thống AHU cho khu vực triển lãm rộng lớn, đáp ứng yêu cầu về năng suất cao, từ đó giải quyết bài toán kinh tế kỹ thuật cho chủ đầu tư.

Dựa trên catalogue của hãng Daikin, chúng tôi đã chọn AHU cho hai khu vực triển lãm A và B với năng suất lạnh tính toán là Q0 = Q0yc = 920,9 kW Để xác định tính phù hợp của AHU đã chọn cho công trình, cần so sánh năng suất lạnh tiêu chuẩn ở chế độ làm việc với năng suất lạnh tính toán được quy về cùng điều kiện.

Nếu Q0t ≥ Q0yc chứng tỏ việc chọn máy của công trình là phù hợp

Ta có thể tính năng suất lạnh thực tế ở chế độ làm việc bất kì bằng công thức:

Q0t là năng suất lạnh thực tế trong điều kiện hoạt động (kW) Hệ số hiệu chỉnh α1 được xác định dựa trên nhiệt độ nước lạnh vào dàn, trong khi hệ số α2 được điều chỉnh theo nhiệt độ không khí vào dàn.

Q0TC là năng suất lạnh tiêu chuẩn ghi trên catalogue kỹ thuật, (kW);

Q0yc là năng suất lạnh yêu cầu thông qua việc tính toán, (kW)

Ta có Q0TC = 1235,94 kW ở chế độ làm việc như sau:

- Nhiệt độ nước lạnh vào và ra lần lượt là 7 o C và 15 o C

- Tra hình 5.24 và 5.25 tài liệu [1] ta tìm được 𝛼 1 = 1, 𝛼 2 = 0,85

Vậy năng suất lạnh thực tế ở chế độ làm việc trên

Công thức tính toán Q0t = Q0TC.𝛼1.𝛼2 cho thấy rằng với giá trị Q0t = 1050,55 kW, khu triển lãm A đã lựa chọn 6 AHU, mỗi AHU có công suất lạnh 205,99 kW Với năng suất lạnh tiêu chuẩn đã được điều chỉnh theo chế độ làm việc, giá trị Q0t lớn hơn Q0yc (920,9 kW), cho thấy việc chọn AHU cho khu vực triển lãm khối A đáp ứng yêu cầu kỹ thuật Tương tự, kết quả kiểm tra chọn AHU cho khu vực triển lãm khối B cũng đã được thu thập và trình bày trong bảng kết quả.

Bảng 2.20 Kết quả kiểm tra chọn AHU cho 2 khu vực triển lãm A và B

Năng suất lạnh tính tay (Q0yc) (kW)

Năng suất lạnh (xem catalogue) (Q0TC) (kW)

Năng suất lạnh công trình (Q0t) (kW)

- Nhận xét: Từ bảng 2.20 ta thấy điều kiện kiểm tra Q0t > Q0yc được thỏa mãn và việc chọn AHU cho 2 khu triển lãm khối A và B là hợp lý

2.8.1.3 Tính kiểm tra chọn PAU

PAU là thiết bị quan trọng trong hệ thống xử lý không khí, có chức năng làm lạnh, tách ẩm hoặc tạo ẩm cho gió tươi trước khi đưa vào AHU Các AHU sẽ tiếp tục xử lý nhiệt độ và độ ẩm còn lại trước khi không khí được cung cấp vào phòng Theo thông tin từ catalogue kỹ thuật, mỗi trung tâm triển lãm sử dụng 2 PAU để đảm bảo chất lượng gió tươi trước khi vào hệ thống AHU.

- Tính kiểm tra năng suất lạnh của PAU bằng công thức sau:

QPAU là năng suất lạnh của PAU, (kW);

G là lưu lượng khối lượng gió tươi cấp vào không gian điều hòa, (kg/s);

IN, IN’ lần lượt là enthalpy của trạng thái không khí ngoài trời và trạng thái không khí sau khi qua PAU, (kJ/kg)

- Tính kiểm tra chọn PAU cho khu triển lãm khối A:

Lưu lượng khối lương không khí qua PAU:

𝜌 là khối lượng riêng của không khí, (kg/m 3 ), ρ = 1,2 kg/m 3 ;

L là lưu lượng thể tích không khí qua PAU, (m 3 /s)

Lưu lượng không khí qua PAU đã tính ở mục 2.3.8, L = 13530 l/s = 48708 m 3 /h = 13,53 m 3 /s

Trong catalogue của PAU, nhiệt độ bầu khô đạt 18,2 o C và nhiệt độ bầu ướt là 18 o C Trong khi đó, nhiệt độ ngoài trời là 36 o C với độ ẩm 50%.

Tra đồ thị t-d ta có IN’ = 51 kJ/kg, IN = 84,68 kJ/kg

- Tính kiểm tra năng suất lạnh PAU cho khu vực triển lãm B: tính tương tự như triển lãm khối A Kết quả xem bảng 2.21

Bảng 2.21 Tính kiểm tra chọn PAU cho 2 khu vực triển lãm của công trình

Khu vực triển lãm Kí hiệu

Năng suất lạnh tính tay (kW)

Năng suất lạnh công trình (kW)

Sai số năng suất lạnh tính tay và công trình

Dựa vào bảng trên, với sai số lớn nhất là 6,1%, có thể kết luận rằng năng suất lạnh mà công trình đã lựa chọn là chấp nhận được Sai số này có thể xuất phát từ việc các thiết bị xử lý không khí trong điều kiện thí nghiệm khác với thực tế, cùng với việc làm tròn số trong quá trình tính toán.

2.8.1.4 Tính chọn Chiller Để chọn được Chiller cho công trình Trước hết, ta phải tham khảo catalogue kỹ thuật của nhiều hãng sản xuất để đảm bảo yêu cầu kỹ thuật cho công trình và phù hợp với kinh phí ban đầu của chủ đầu tư Đối với công trình này, chủ đầu tư lựa chọn Công ty Daikin là nhà cung cấp Chiller cho công trình

Dựa trên catalogue kỹ thuật của nhà cung cấp, chúng ta sẽ chọn máy lạnh phù hợp để đáp ứng nhu cầu tải lạnh cho công trình Với hai khu vực triển lãm A và B có công suất lạnh khác nhau, việc lựa chọn chiller với năng suất lạnh riêng biệt cho từng khu vực là cần thiết.

- Tính chọn chiller cho khu triển lãm khối A

Tổng tải lạnh của trung tâm triển lãm khối A bao gồm tất cả các thiết bị xử lý không khí sơ bộ PAU và thiết bị làm lạnh AHU Kết quả tính toán chi tiết về tải lạnh sẽ được trình bày trong các mục 2.9.1.2 và 2.9.1.3.

Từ đó, ta có tổng tải lạnh đã tính của khu vực triển lãm khối A là:

- Tính chọn chiller cho khu triển lãm khối B: tính toán tương tự cho khối A xem bảng 2.22

Bảng 2.22 Bảng tính kiểm tra chọn Chiller cho 2 khu vực triển lãm A và B

Năng suất lạnh tính tay (kW)

Năng suất lạnh công trình (kW)

Sai số năng suất lạnh tính tay và công trình

Dựa vào bảng trên, với sai số lớn nhất dưới 19%, có thể kết luận rằng năng suất lạnh mà công trình lựa chọn là chấp nhận được Sai số này có thể xuất phát từ việc các thiết bị xử lý không khí trong điều kiện thí nghiệm khác với thực tế, cùng với năng suất lạnh của chiller có dải công suất nhất định.

2.8.2 Tính toán kiểm tra và chọn thiết bị cho hệ thống VRF

2.8.2.1 Lựa chọn nhà cung cấp

Việc lựa chọn nhà cung cấp thiết bị cho hệ thống VRF tại trung tâm triển lãm WTC Thành phố Mới Bình Dương phụ thuộc vào nhiều yếu tố như yêu cầu kỹ thuật của hệ thống điều hòa không khí, yêu cầu riêng của công trình, giá thành, chất lượng và thời hạn bảo hành sản phẩm Trên thị trường có nhiều nhà cung cấp thiết bị cho hệ thống VRF, nhưng chủ đầu tư đã quyết định chọn LG làm nhà cung cấp cho toàn bộ hệ thống Do đó, các thiết bị chính cho hệ VRF đều được tính toán và lựa chọn dựa trên catalogue của LG.

Khi chọn dàn lạnh, cần xem xét năng suất lạnh phù hợp với từng không gian điều hòa, đảm bảo rằng dàn lạnh luôn đáp ứng đủ nhu cầu làm lạnh trong mọi thời điểm Bên cạnh đó, việc tiết kiệm năng lượng cũng là yếu tố quan trọng cần được chú ý.

Tính toán thông gió

2.9.1 Tính toán thiết kế hệ thống cấp gió tươi Ở phần tính toán thiết kế hệ thống cấp gió tươi nhóm chúng em chỉ trình bày cụ thể phòng AHU 1 và phòng họp 1,2 khối A làm điển hình vì phương pháp tính toán của khối B cũng tương tự Kết quả tính toán các khu còn lại sẽ được liệt kê ở phụ lục 1

2.9.1.1 Mục đích và phương pháp tính toán thiết kế hệ thống thông gió

Không gian điều hòa kín dẫn đến thiếu hụt oxy, gây cảm giác khó thở và mệt mỏi cho con người Do đó, việc cung cấp oxy cho không gian này là rất quan trọng Gió tươi được cấp vào thông qua quạt đẩy và các miệng cấp, được kết nối với nhau bằng các kênh gió loại ty treo, giúp phân phối gió tươi qua ống dẫn đến các khu vực trong phòng.

Phương pháp tính toán thiết kế: Có thể thiết kế đường ống áp suất thấp dựa theo 3 phương pháp chủ yếu sau:

- Phương pháp giảm dần tốc độ (Velocity Reduction)

- Phương pháp ma sát đồng đều (Equal Friction)

Phương pháp phục hồi áp suất tĩnh (Static Regain) được áp dụng trong thiết kế đường ống gió Để thuận tiện cho việc tính toán, nhóm chúng em đã lựa chọn phương pháp ma sát đồng đều Theo đó, tổn thất do ma sát trên mỗi mét ống gió được xác định là 1 Pa/m.

2.9.1.2 Xác định tốc độ không khí trong ống

Tốc độ không khí trong ống là yếu tố quan trọng được nhiều nhà nghiên cứu quan tâm, vì tốc độ này ảnh hưởng đến công suất quạt, độ ồn và kích thước ống Việc lựa chọn tốc độ không khí phụ thuộc vào nhiều yếu tố như công năng của công trình, yêu cầu về độ ồn và tính kinh tế Để chọn tốc độ gió phù hợp cho từng vị trí trên đường ống, có thể tham khảo bảng 7.1.

2.9.1.3 Xác định lưu lượng gió cho từng không gian điều hòa

- Lưu lượng gió tươi được tính theo công thức:

Lưu lượng gió tươi là lượng không khí tươi cần cấp vào không gian điều hòa, được xác định dựa trên số lượng người có mặt và nhu cầu gió cần thiết cho mỗi người trong một giờ Cụ thể, lưu lượng gió tươi (m³/h) được tính bằng cách nhân số người (n) với lưu lượng không khí cần cung cấp cho mỗi người (l) tính bằng m³/h/người.

- Xác định lưu lượng gió cho khu vực triển lãm khối A

Theo giá trị tham khảo ở mục 2.3 ta có n = 2653, l = 5,1 (l/s.người)

Thay vào (2.43) ta tìm được: Gtươi = 2653.3,6.5,1 = 48707,89 (m 3 /h)

Từ tỉ lệ hòa trộn giữa gió tươi và gió hồi đã tính toán được ở mục 2.33 và

2.34, ta có Gtươi = 0,391.Ghồi Vậy Ghồi = 48707,89

0,391 = 124531,50 m 3 /h Lưu lượng gió cấp cho không gian điều hòa sẽ bằng:

- Tính toán tương tự cho các khu vực còn lại của công trình ta thu được kết quả ở bảng 2.26

Bảng 2.26 Lưu lượng gió cấp, gió hồi, gió tươi cho từng không gian điều hòa

Khối Công năng Lưu lượng gió cấp

2.9.1.4 Xác định kích thước đường ống gió

- Xác định tiết diện đường ống gió:

Ftính là tiết diện đường ống gió, (m 2 );

G là lưu lượng thể tích gió đi trong ống, (m 3 /h); v là vận tốc gió đi trong ống, (m/s)

- Xác định vận tốc gió thực tế đi trong ống: ω tt = G

Trong đó: ω tt là tốc độ gió thực tế đi trong ống gió, (m/s);

Ftt là tiết diện thực tế của đoạn ống gió, (m 2 )

- Tính toán kích thước đường ống cấp gió tươi số 1 phòng AHU 1 trung tâm triễn lãm khối A

Ta có lưu lượng đoạn ống gió tươi số 1 là G = 28873 (m 3 /h)

Chọn vận tốc tham khảo theo bảng 7.1 [1] Ta chọn vận tốc gió đi trong ống tại vị trí cửa đẩy của quạt v = 11,5 m/s thế vào (2.44) ta có

Vì công trình sử dụng ống gió tròn nên ta chọn ống tròn có đường kính 950 mm, từ đó tính ra được diện tích thực tế là Ftt = 0,71 m 2

Vận tốc gió thực tế đi trong ống: ω tt = G

Tính toán tương tự cho các đoạn ống còn lại trên bảng vẽ ta có được bảng 2.29 cho trung tâm triển lãm A

Hình 2.10 Hệ thống cấp gió tươi phòng AHU 1 tầng 2 khối A

Bảng 2.27 Kích thước ống gió tươi số 1 phòng AHU 1 khối A

Kích thước ống chọn (mm)

Tốc độ gió thực tế (m/s)

- Tính toán kích thước đường ống cấp gió tươi phòng họp 1,2 khối A

Ta có lưu lượng gió tươi đoạn ống chính là G = 1215 (m 3 /h) Chọn vận tốc gió cơ sở đi trong ống v = 4,5 m/s [1]

3600.4,5 = 0,075 m 2 Chọn cỡ ống gió hình chữ nhật có tiết diện phù hợp theo tiêu chuẩn là 400x200 mm, từ đó tính được diện tích thực tế Ftt = 0,08 m 2

Vận tốc gió thực tế đi trong ống: ω tt = 1215

Tính toán tương tự cho các đoạn ống còn lại trên bảng vẽ ta có được bảng 2.28 cho phòng họp 1,2 khối A

Hình 2.11 Hệ thống gió tươi phòng họp 1,2 khối A

Bảng 2.28 Kích thước ống gió tươi phòng họp 1,2 khối A

Kích thước ống chọn (mm)

Tốc độ gió thực tế (m/s)

- Tính toán tương tự cho các khu vực còn lại: xem phụ lục 1

2.9.1.5 Xác định tổn thất áp suất trên đường ống gió

Tổn thất áp suất trên đường ống gió được chia thành 2 thành phần:

∆Pms là trở kháng ma sát trên đường ống, (Pa);

∆Pcb là trở kháng cục bộ trên các phụ kiện đường ống (Pa);

Tổn thất áp suất do ma sát ∆Pms Trở kháng ma sát của đoạn ống gió được xác định theo công thức:

Trong đó: l là chiều dài đường ống gió, m;

∆P l là tổn thất áp suất ma sát trên 1 mét chiều dài ống, Pa/m

Ta chọn ∆P l = 1 Pa/m [1] để tính toán cho toàn bộ đường ống gió tươi

- Tính toán tổn thất áp suất ma sát cho ống gió tươi trung tâm triển lãm khối A phòng AHU 1

Ta thấy đoạn ống dài nhất và có tổn thất áp suất lớn nhất là đoạn ống từ A1 đến N1 (hình 2.16) và có chiều dài l = 70 m

- Tính toán tổn thất áp suất ma sát cho ống gió tươi phòng họp 1,2 khối A

Ta thấy đoạn ống dài nhất và có tổn thất áp suất lớn nhất là đoạn ống từ Quạt đến đoạn ống dài nhất A – L (Hình 2.17) và có chiều dài l = 42m

Tổn thất áp suất cục bộ ∆Pcb Tổn thất cục bộ xác định theo hệ số 𝜉 được tính toán theo công thức:

𝜉 là Hệ số trở kháng cục bộ;

𝜌 là mật độ không khí, (kg/m 3 ), 𝜌 = 1,2 kg/m 3 ;

𝜔 là tốc độ không khí, (m/s);

Hệ số trở kháng cục bộ được tham khảo từ phụ lục 3 Tuy nhiên, trong công trình này, số liệu về tổn thất trong giáo trình còn hạn chế do chiều chuyển động của dòng không khí và hình dạng chi tiết không phù hợp Do đó, nhóm sẽ tiến hành tính toán tổn thất cục bộ của các chi tiết bằng phần mềm ASHRAE Duct Fitting Database.

- Tính toán tổn thất áp suất cục bộ cho ống gió tươi trung tâm triển lãm khối A phòng AHU 1

Ta tính tổn thất áp suất cục bộ trên đoạn ống dài nhất từ A1 đến N1 (Hình 2.16) với các chi tiết tổn thất cục bộ được liệt kê ở bảng 2.29:

Bảng 2.29 Chi tiết tổn thất cục bộ ống gió tươi số 1 phòng AHU 1 khối A

Vị trí tổn thất Tên chi tiết Kết quả tính toán bằng phần mềm

Bảng 2.30 Tổn thất áp suất cục bộ trục gió tươi 1 phòng AHU 1 Khối A

STT Chi tiết tổn thất Số lượng Tổn thất (Pa)

Bảng 2.31 Tổn thất áp suất ma sát trục gió tươi số 1 phòng AHU 1 khối A

Ma sát dọc đường 70 1 Pa 70

Vậy tổng tổn thất trên nhánh gió tươi số 1 phòng AHU 1 khu trung tâm triển lãm khối A là:

∆𝑃 =∆𝑃ms + ∆𝑃cb = 210 + 339 = 549 Pa Để chọn quạt an toàn ta nhân hệ số dự phòng k = 1,2 Vậy tổng tổn thất là

- Tính toán tổn thất áp suất cục bộ cho ống gió tươi phòng họp 1,2 khối A

Chúng tôi tiến hành tính toán tổn thất áp suất cục bộ trên đoạn ống dài nhất từ A đến L (Hình 2.17), dựa trên các chi tiết tổn thất cục bộ được trình bày trong bảng 2.32 dưới đây.

Bảng 2.32 Tổng tổn thất cục bộ cho ống gió tươi phòng họp 1,2 khối A

Vị trí tổn thất Tên chi tiết Kết quả tính toán bằng phần mềm

Bảng 2.33 Tổn thất áp suất cục bộ trục gió tươi phòng họp 1,2 khối A

STT Chi tiết tổn thất Số lượng Tổn thất (Pa)

Bảng 2.34 Tổn thất áp suất ma sát trục gió tươi phòng họp 1,2 khối A

Chi tiết tổn thất Chiều dài

Ma sát dọc đường 42 1 Pa 42 Ống mềm 3,7 2,74 Pa 10

Vậy tổng tổn thất trên đường ống gió tươi phòng họp 1, 2 của trung tâm triển lãm A là:

Để tính toán tổn thất áp suất, ta có công thức ∆𝑃 = ∆𝑃ms + ∆𝑃cb, với ∆𝑃ms là 120 Pa và ∆𝑃cb là 48 Pa, tổng cộng là 168 Pa Để đảm bảo an toàn khi chọn quạt, ta nhân với hệ số dự phòng k = 1,15, dẫn đến tổn thất áp suất gần bằng 193,2 Pa Do đó, chọn giá trị 195 Pa là hợp lý.

2.9.1.6 Tính kiểm tra miệng gió

Miệng gió trong hệ thống điều hòa không khí bao gồm miệng thổi và miệng hút Miệng thổi có chức năng cung cấp và khuếch tán gió vào phòng, giúp phân phối không khí một cách đồng đều Sau đó, không khí sẽ được đưa qua miệng hút để tái tuần hoàn về thiết bị xử lý không khí Khi thiết kế miệng gió, cần chú ý đến các yêu cầu kỹ thuật để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

- Miệng gió bố trí đều, cân đối trong không gian điều hòa, có tính thẩm mỹ cao

- Dễ dàng lắp đặt và bảo trì

- Đảm bảo phân phối gió đều cho không gian điều hòa

- Có lưu lượng và vận tốc gió tại mặt đáp ứng tiêu chuẩn thiết kế

Công trình được thiết kế với chức năng triển lãm, khu dịch vụ và phòng họp có chiều cao từ 0,9 m đến 4 m Việc lựa chọn miệng gió khuếch tán là hợp lý, đáp ứng đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật Dòng không khí khi đi qua miệng thổi sẽ được khuếch tán rộng theo nhiều hướng, đảm bảo phân bố không khí đều trong không gian điều hòa.

Khu vực triển lãm của công trình sử dụng miệng gió Jet Nozzle Diffuser D400, model ASLI CK-A, phù hợp với không gian mở không có trần, giúp dễ thi công và đảm bảo tính thẩm mỹ Trong khi đó, các khu vực dịch vụ và phòng họp có trần la phông sử dụng miệng gió tròn CA-A với kích thước tương tự.

- Ta có thể kiểm tra miệng gió dựa vào catalogue của hãng ASLI và tính các thông số sau để kiểm tra:

Khu vực triển lãm A có tổng lưu lượng gió là 173239,39 m³/h, với hai phòng AHU 1 và AHU 2, mỗi phòng có 3 AHU xử lý không khí Lưu lượng cho mỗi nhánh AHU là 28873 m³/h Theo thiết kế, mỗi AHU trong khu triển lãm A được trang bị 12 miệng gió tròn, do đó lưu lượng gió cho mỗi miệng gió là 2406,08 m³/h.

Theo tài liệu [1] vận tốc của miệng thổi đặt cao trên 3m thì lấy vận tốc 𝜔 3÷4 m/s Vậy ta chọn vận tốc miệng thổi 𝜔 = 3,5 m/s

Miệng gió Jet Nozzle Diffuser model CK với kích thước cổ D400 có vận tốc gió thổi ra là 3,5 m/s Tổn thất khí qua mỗi miệng gió này là 25.

Tương tự như kiểm tra miệng gió cho khu vực triển lãm ta cũng lập được bảng 2.35 cho các khu vực còn lại

Bảng 2.35 Thông số chọn miệng gió cho từng khu vực

Kích thước cổ miệng gió (mm)

Vận tốc tại miệng thổi (m/s)

Tổn thất áp suất trên một miệng gió (Pa)

2.9.1.7 Tính chọn quạt Để thuận tiện cho việc chọn quạt và phù hợp với loại quạt thực tế ta sử dụng phần mềm chọn quạt Fantech Ở phần này ta chỉ chọn quạt cho phòng họp 1,2 khối A, các khu vực còn lại cũng chọn tương tự (xem phụ lục 4)

Tổng lưu lượng đã tính là 1215 m³/h với tổng tổn thất 195 Pa Sử dụng phần mềm chọn quạt Fantech, chúng tôi đã chọn được quạt với thông số kỹ thuật như hình 2.20.

Hình 2.12 Thông số quạt đã chọn của phòng họp 1,2 trung tâm triểm lãm khối A

2.9.2 Tính toán thông gió nhà vệ sinh

2.9.2.1 Mục đích hút gió thải

KẾT QUẢ TÍNH TOÁN KIỂM TRA

DỰNG MÔ HÌNH 3D CHO CÔNG TRÌNH

Tiêu đề	Tính Toán Kiểm Tra Hệ Thống Điều Hòa Không Khí Và Dựng Mô Hình 3D Cho Dự Án Trung Tâm Triển Lãm World Trace Center Expo Bình Dương
Trường học	Trường Đại Học Kỹ Thuật
Chuyên ngành	Công Nghệ Kỹ Thuật Nhiệt
Thể loại	Đồ Án Tốt Nghiệp
Thành phố	Bình Dương

Định dạng
Số trang	133
Dung lượng	5,44 MB