GIỚI THIỆU CHUNG
Giới thiệu về điều hòa không khí
Hệ thống điều hòa không khí (ĐHKK) và thông gió có mục đích tạo ra môi trường tiện nghi và trong lành cho người sử dụng, đồng thời giải nhiệt cho các thiết bị cơ điện Việc duy trì không khí trong lành thông qua các thông số như nhiệt độ, độ ẩm, đối lưu không khí, lọc bụi và kiểm soát ô nhiễm là rất quan trọng Bên cạnh đó, lắp đặt hệ thống ĐHKK cần đảm bảo không phát ra độ ồn và rung động lớn trong tòa nhà, đặc biệt là ở những khu vực yêu cầu độ ồn thấp.
Hệ thống điều hòa không khí (ĐHKK) sẽ được lắp đặt tại các khu vực như văn phòng, cửa hàng và dịch vụ công cộng Hệ thống thông gió sẽ phục vụ các khu vực như tầng hầm, nhà vệ sinh, bếp và phòng kỹ thuật Tại khu vực văn phòng, hệ thống ĐHKK sử dụng máy lạnh trung tâm với cảm biến nhiệt độ để kiểm soát nhiệt độ, trong khi các phòng riêng biệt như phòng bảo vệ và khu căn hộ sẽ sử dụng máy lạnh dạng hai mảnh, với khả năng điều khiển nhiệt độ từ xa qua remote hoặc có dây.
Ý nghĩa của điều hoà không khí
Phát triển kinh tế luôn liên quan chặt chẽ đến sự tiến bộ của khoa học kỹ thuật Hiện nay, công nghệ điều hòa không khí đang không ngừng phát triển nhằm đáp ứng nhu cầu cuộc sống của con người, cả trong sinh hoạt hàng ngày lẫn trong sản xuất.
Các thông số cơ bản của môi trường có ảnh hưởng đến quá trình trao đổi nhiệt giữa môi trường và con người là
Nhiệt độ của không khí
Độ ẩm tương đối của không khí
Tốc độ chuyển động của dòng không khí
Nồng độ các chất độc hại trong môi trường không khí
Ảnh hưởng của môi trường đến con người
1.3.1 Ảnh hưởng của nhiệt độ
Nhiệt độ cơ thể con người luôn duy trì ở mức 37 o C, và trong quá trình hoạt động, cơ thể sẽ thải ra một lượng nhiệt nhất định vào không khí xung quanh thông qua đối lưu và bức xạ Sự thay đổi nhiệt độ môi trường sẽ ảnh hưởng đến quá trình truyền nhiệt từ cơ thể ra ngoài Khi nhiệt độ môi trường quá cao hoặc quá thấp, con người sẽ cảm thấy khó chịu, ảnh hưởng đến sinh hoạt và lao động Hệ thống điều hòa không khí có thể giải quyết vấn đề này, tạo ra môi trường với nhiệt độ từ 24 o C đến 28 o C, mang lại sự tiện nghi và thoải mái cho các hoạt động của con người.
1.3.2 Ảnh hưởng của độ ẩm tương đối Độ ẩm tương đối của không khí là yếu tố quyết định tới mức độ bay hơi, thoát ẩm từ cơ thể con người ra môi trường (dưới hình thức đổ mồ hôi)
Khi độ ẩm tương đối của không khí giảm, cơ thể con người dễ dàng thải nhiệt qua việc bay hơi, giúp cảm thấy thoải mái hơn Ngược lại, nếu độ ẩm quá cao, quá trình bay hơi mồ hôi bị hạn chế, gây cảm giác khó chịu Để đạt được cảm giác dễ chịu, nhiệt độ lý tưởng từ 24°C đến 27°C cần có độ ẩm tương đối khoảng 60% đến 65%.
1.3.3 Ảnh hưởng của nồng độ các chất độc hại
Không gian điều hoà không khí là một không gian tương đối kín, trong đó con người có thể sống hay lao động sản xuất
Ngoài ô nhiễm từ bụi bặm và các chất độc hại có trong không khí, hoạt động của con người cũng góp phần làm gia tăng ô nhiễm môi trường.
Ô nhiễm không khí trong không gian điều hòa chủ yếu do ba nguyên nhân: hô hấp, hút thuốc lá và các mùi phát sinh từ cơ thể trong quá trình sinh hoạt và sản xuất Những yếu tố này không chỉ làm giảm lượng O2 mà còn gia tăng lượng CO2, gây ra cảm giác ngột ngạt và khó chịu cho con người.
Một số hệ thống điều hoà không khí phổ biến
1.4.1 Hệ thống điều hòa trung tâm giải nhiệt bằng nước (Water Chiller)
Máy lạnh trung tâm (Chiller) cung cấp nước lạnh cho toàn bộ công trình thông qua hệ thống bơm nước lạnh tới các AHU và FCU Có nhiều loại hệ thống điều hòa không khí trung tâm, bao gồm: hệ thống với chất tải lạnh nước, nơi máy lạnh trung tâm sản xuất nước lạnh và cung cấp cho các thiết bị trao đổi nhiệt trong phòng; và hệ thống với chất tải lạnh không khí, trong đó máy lạnh trung tâm sản xuất không khí lạnh và cung cấp đến các phòng chức năng qua hệ thống ống gió.
Điều hòa không khí trung tâm được phân loại dựa trên hai phương pháp giải nhiệt chính: giải nhiệt bằng nước và giải nhiệt bằng không khí Mỗi phương pháp đều có những ưu điểm riêng, mang lại hiệu quả trong việc điều chỉnh nhiệt độ và tiết kiệm năng lượng.
Tiết kiệm năng lượng
Thích hợp với các công trình có hệ số sử dụng đồng thời lớn, mặt bằng cần điều hoà rộng, nhiệt độ điều hòa cần xuống thấp
Đảm bảo được các thông số về nhiệt độ, độ ẩm, khí sạch
Đáp ứng đầy đủ các yêu cầu về tiện nghi nhiệt cho con người: nhiệt độ, lưu lượng gió tươi
Hệ thống điều khiển công suất lạnh linh hoạt nhờ bảng điều khiển đặt tại từng phòng
Với các công trình, khi thết kế kiến trúc, đã bố trí các khu vực đặt máy, sẽ không gây ảnh hưởng xấu tới kiến trúc công trình
Phải có không gian đặt các thiết bị: máy lạnh trung tâm, bơm nước lạnh
Giá thành đầu tư ban đầu khá lớn
Hệ thống lớn tương đối cồng kềnh, cần khoảng không gian trên trần giả nhiều để đi ống
Không phù hợp đối với công trình có tần suất hoạt động không liên tục
Hình 1.1 Hệ thống Water Chiller
1.4.2 Hệ thống điều hòa VRV (Variable Refrigerant Volume):
Hệ thống VRV có cấu tạo tương tự như máy lạnh tách rời, bao gồm hai phần chính là khối ngoài trời và khối trong nhà, trong đó khối trong có dàn bay hơi và quạt Điểm khác biệt giữa VRV và máy lạnh tách rời là chiều dài và chiều cao giữa hai khối cho phép lớn hơn nhiều, với chiều dài lên tới khoảng 100m và chiều cao 50m, trong khi chiều cao giữa các khối trong nhà có thể đạt đến 15m Nhờ vậy, khối ngoài trời có thể được lắp đặt trên nóc các tòa nhà cao tầng, giúp tiết kiệm không gian và cải thiện hiệu quả làm mát của dàn ngưng bằng không khí.
Hình 1.2 Hệ thống VRV (Nguồn: Internet) Ưu điểm:
Máy nén có khả năng điều chỉnh công suất lạnh bằng cách thay đổi tần số điện cấp, dẫn đến việc tốc độ quay của máy nén và lưu lượng môi chất lạnh cũng được thay đổi.
- Tiết kiệm được hệ thống đường ống
- Tiết kiệm được nhân lực và thời gian thi công lắp đặt so với hệ thống Water chiller
- Khả năng tiết kiệm năng lượng cao vì được trang bị máy nén biến tần và khả năng điều chỉnh năng suất lạnh gần như vô cấp
- Tiết kiệm chi phí vận hành: hệ VRV không cần nhân công vận hành trong khi hệ chiller cần đội ngũ vận hành chuyên nghiệp
- Khả năng tự động hoá cao vì thiết bị đơn giản
- Khả năng sửa chữa bảo dưỡng rất năng động và nhanh chóng nhờ thiết bị chuẩn đoán đã được lập trình và cài đặt sẵn trong máy
Hệ thống điều hòa không khí VRV có giá thành khá cao, nhưng được xem là một trong những thiết bị "thông minh" và tối ưu nhất trong các hệ thống điều hòa không khí trung tâm.
- Chưa có máy ở dải công suất cao để lựa chọn
Giới thiệu hệ thống điều hòa không khí tại công trình khách sạn NAM PHÁT tại Tp Đà Nẵng
Công trình 18 tầng bao gồm tầng 1 là khu văn phòng và triển lãm, các tầng 2 đến 17 được thiết kế làm phòng khách sạn và nhà hàng, trong khi tầng 18 là tầng mái.
Các hệ thống lạnh của tòa nhà khách sạn này được thiết kế theo giai đoạn 1 như sau:
- Từ tầng 1-10: Sử dụng hệ thống VRV cho phòng kỹ thuật với công suất mỗi giàn nóng là 160 HP cho mỗi tầng.
Phạm vi đề tài
Trong vòng 3 tháng đồ án tốt nghiệp sẽ hoàn thành những nhiệm vụ sau:
- Tính toán hệ thống điều hòa không khí, tính toán tải lạnh giai đoạn 1 cho các khu vực từ tầng 1 đến tầng 10
Để thành lập sơ đồ điều hòa không khí phù hợp với điều kiện của dự án, cần kiểm tra các tiêu chuẩn vệ sinh và tính lưu lượng không khí.
- Kiểm tra và tính chọn các thiết bị chính: Chọn dàn nóng VRV, FCU, CASSETTES,
- Tính toán thêm thông gió khu vực phòng hành chính
- Triển khai bản vẽ bằng REVIT và bốc khối lượng
THÔNG SỐ TÍNH TOÁN VÀ KIỂM TRA
Tổng quan về công trình
Hình 2.1: Phối cảnh tổng thể của công trình (Nguồn Internet)
Tên dự án: Khách Sạn Nam Phát
Chủ đầu tư: Công Ty TNHH Khách Sạn và Biệt Thự Nam Phát
Nhà thầu xây dựng: Công Ty TNHH Khách Sạn và Biệt Thự Nam Phát
Vị trí dự án: đường Trường Sa, phường Hòa Hải, Quận Ngũ Hành Sơn,
Công ty tư vấn thiết kế: Serenity Holding Việt Nam
Tòa nhà Khách Sạn Nam Phát tại TP Đà Nẵng có diện tích tổng thể lên đến 20.000 m² Giai đoạn 1 của dự án bao gồm việc xây dựng từ tầng 1 đến tầng 10, với diện tích sàn mỗi tầng đạt 1.000 m².
Công trình có các đặc điểm về thông số khí hậu như sau:
• Nhiệt độ trung bình tháng nóng nhất: 34,5 o C
Theo công năng của từng không gian có thể chia tòa nhà như sau:
• Khu văn phòng làm việc, triển lãm, coffee :tầng 1
• Khu phòng khách sạn nhà hàng: Từ tầng 02 đến tầng 17
• Khu vực sân thượng: Tầng 18
2.1.2 Thống kê thông tin phòng dựa theo bản vẽ thiết kế giai đoạn 1
Dữ liệu phòng chứa thông tin và số liệu cần thiết cho việc tính toán trong các chương tiếp theo, được thống kê dựa trên bản vẽ kiến trúc của tòa nhà Ở giai đoạn đầu, hệ thống điều hòa không khí được thiết kế cho các không gian phòng ở tầng 1, tầng 2, tầng 5 và tầng 10.
Dựa trên bản vẽ kiến trúc và phạm vi công việc của đồ án, chúng em liệt kê dữ liệu cho danh sách phòng, không gian như sau:
- Khu vực tính toán tải lạnh: Bao gồm khu vực phòng họp, văn phòng, phòng coffee, phòng căn hộ và các khu vực khác ở tầng 1 – 10
- Các khu vực tính toán tải lạnh sẽ tính toán cần bằng nhiệt dựa theo phương pháp Carier và thành lập sơ đồ điều hoà không khí
- Khu vực tính thông gió cơ khí: Hệ thống cấp gió tươi khu vực văn phòng tầng 1
Bảng thống kê sau đây thống kê đầy đủ các thông tin về các không gian mà chúng em tính toán kiểm tra trong đồ án này:
Bảng 2.1: Thống kê thông tin phòng
Tầng Phòng Kí hiệu Số lượng
2 P.Ngủ loại sang trọng 2B-PRE
2 Căn 2 P.Ngủ loại sang trọng 2B-PRE 2B-PRE 1 40.00 2.80 112.0
Chọn các thông số tính toán
Bảng 2.2: Thông số của vật liệu
Tên vật liệu Hệ số truyền nhiệt
Tường bao bằng gạch xây 200mm có trát vữa (Bảng 3.4, Điều hòa không khí, Nguyễn Đức Lợi) k = 1,48 (W/m 2 K)
Mái bê tông dày 150mm có lớp vữa dày 25mm (Bảng
8.18, Giáo trình điều hòa không khí, Lê Chí Hiệp) k = 1,59 (W/m 2 K)
Hệ số truyền nhiệt qua nền sàn bê tông dày 150mm, có lớp vữa ở trên 25mm và có lát gạch vinyl 3mm (Bảng
4.15, Giáo trình thiết kế hệ thống điều hòa không khí,
Hệ số truyền nhiệt qua nền sàn bê tông dày 300mm, có lớp vữa ở trên 25mm và có lát gạch vinyl 3mm (Bảng
4.15, Giáo trình thiết kế hệ thống điều hòa không khí,
Kính cơ bản dày 5mm k = 6,35 (W/m 2 K)
Bảng 2.3: Thông số nhiệt độ môi trường
Nhiệt độ bên ngoài Độ ẩm
Bảng 2.4: Thông số nhiệt độ yêu cầu
Nhiệt độ bên trong Độ ẩm
Bảng 2.5: Mật độ người (TCVN-2010)
Phòng làm việc 12-14 Sảnh đón tiếp 1,5 Phòng ngủ tập thể 5
TÍNH TOÁN TẢI LẠNH
Nhiệt hiện bức xạ qua kính do bức xạ mặt trời: Q1
Q 1 = ŋ t Q’ 1 4.1 [1]tr143 ŋ t : Hệ số tác dụng tức thời (xem hình 4,2 ÷ 5,3 TL [1] và bảng 4,6 ÷ 4,8 TL [1])
Q’ 1 : Lượng nhiệt bức xạ tức thời qua kính vào phòng,
F: Diện tích bề mặt kính của cửa sổ, m 2
Nhiệt bức xạ tức thời qua cửa kính vào phòng được xác định với RT = R Tmax, trong khi hệ thống điều hòa hoạt động từ 8 giờ sáng đến 5 giờ chiều, tức là trong các giờ có nắng Hệ số Ɛ c để tính đến ảnh hưởng của độ cao so với mặt nước biển được chọn là Ɛ c = 1 do ảnh hưởng này là nhỏ.
Hệ số Do H rất nhỏ tại TP Đà Nẵng so với mực nước biển, với độ chênh giữa nhiệt độ đọng sương của không khí quan sát và nhiệt độ đọng sương ở mực nước biển là 20°C Điều này được xác định theo công thức cụ thể.
10 × 0.13 4.4[1]tr144 t s : Nhiệt độ đọng sương của không khí ngoài trời, °C Với tN= 34,5°C và 𝜑 = 77% tra
14 đồ thị t-d ta có ts= 29,5°C Ɛ đ𝑠 = 1 −(29.5 − 20)
Khi tính toán các hệ số ảnh hưởng trong điều kiện ánh sáng, ta có các giá trị như sau: Ɛmm (hệ số ảnh hưởng của mây mù) được xác định là 1 khi trời không có mây mù, Ɛkh (hệ số ảnh hưởng của khung cửa kính) là 1,17 do khung kim loại, Ɛm (hệ số ảnh hưởng của kính) được chọn là 1 theo bảng 4.3 tài liệu [1], và Ɛr (hệ số mặt trời) là 0,33 khi có màn che Brella trắng, theo bảng 4.4 tài liệu [1].
Bảng 3.1: Hệ số ảnh hưởng của kính, tra bảng 4,3 tài liệu [1] chọn loại kính cơ bản
Loại kính Hệ số hấp thụ αm
Hệ số phản xạ Ƿm
Hệ số xuyên qua tm
Bảng 3.2: Hệ số mặt trời ảnh hưởng tới kính cơ bản và rèm che (Tra bảng 4, tài liệu [1] chọn loại màn che brella trắng kiểu Hà Lan)
Hệ số phản xạ Ƿr
Hệ số xuyên qua tr
Màn che brella trắng kiểu
Khách Sạn Nam Phát TP Đà Nẵng nằm ở vị trí 16 o 46 ’ 10 vĩ độ bắc, Tra bảng 4.2 tài liệu [1], trang 131 ta có:
Bảng 3.3: Nhiệt bức xạ mặt trời qua kính vào phòng
Bắc 126 Đông bắc 486 Đông 517 Đông Nam 508
Hệ số tác dụng tức thời nt : nt=f(gs)
G’ là khối lượng của tường có mặt ngoài tiếp xúc với bức xạ mặt trời và sàn nằm trên mặt đất, được tính bằng kilogam (kg).
- G '' : Khối lượng tường có mặt ngoài không tiếp xúc với bức xạ mặt trời và của sàn không nằm trên mặt đất, kg
Tra theo bảng 4.11 tài liệu [1]
- Khối lượng 1m 2 tường dày (0,2m) : 1300.0,02= 260 (kg/m 2 )
- Khối lượng 1m 2 sàn bê tông cốt thép dày (0,2m) : 2400.0,015= 480 (kg/m 2 )
- Hệ thống điều hoà hoạt động theo giờ hành chính quy định là 8h/ngày
Bảng 3.4: Hệ số tác dụng tức thời qua kính vào phòng
Bắc 126 0.88 Đông Bắc 486 0.58 Đông 520 0.62 Đông Nam 527 0.64
* Ví dụ tính cho khu trưng bày tầng 1:
Nhiệt hiện bức xạ qua kính:
Khu vực Văn phong Office có 1 hướng kính là Tây Nam, có ŋt = 0,58
Lượng nhiệt bức xạ tức thời lớn nhất qua kính vào khu Phòng sinh hoạt tầng 1: Q’1 = F, RT, Ɛc, Ɛđs, Ɛmm, Ɛkh, Ɛm, Ɛr (W)
F - Diện tích bề mặt kính cửa kính (2 cửa kính):
RT – nhiệt bức xạ tức thời qua cửa kính theo hướng Tây Nam là RT RTmax = 527 (Theo bảng 5,1)
Ɛc – Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ cao so với mặt nướcbiển, Ɛc =1
Ɛmm – hệ số kể đến ảnh hưởng mây mù, khi tính toán lấy trường hợp lớn nhất là lúc trời không có mây mù Ɛmm =1
Ɛkh – là hệ số ảnh hưởng của khung cửa kính, do là khung cửa kim loại nên chọn Ɛkh =1,17
Ɛm – là hệ số ảnh hưởng của kính, tra bảng 4,3 tài liệu [1] chọn loại kính cơ bản Ɛm =1
Ɛr – là hệ số mặt trời, kể đến ảnh hưởng của kính cơ bản khi có màn che bên trong kính, Ɛr = 0,33
Thay vào công thức ta được:
Vậy tổng nhiêt bức xạ qua kính của Văn phòng Office tầng 1: Q1 = 2.01 (kW)
Tính tương tự cho các phòng khác
Bảng 3.5: Nhiệt hiện bức xạ qua kính
Tầng Phòng Kí hiệu Số lượng
Văn phòng HR OFFICE 1 18.15 0.3541 Tây
Căn 1 P.Ngủ 1BH 1BH 2 7.20 0.3541 Tây
Căn 2 P.Ngủ loại 2B-PRE 2B-PRE 1 6.96 0.3541 Đông
Căn 2 P.Ngủ loại 2B-PRE 2B-PRE 2 6.96 0.3541 Tây
Nhiệt hiện truyền qua kết cấu bao che Q2
3.2.1 Nhiệt hiện truyền qua mái bằng bức xạ và do ∆t: Q 21
Nhiệt hiện truyền qua mái bằng bức xạ và do ∆t: Q21
∆t = tN – tT, Hiệu nhiệt độ bên ngoài và bên trong; k, Hệ số truyền nhiệt, (W/m 2 K)
- Phía trên là phòng có điều hòa, khi đó ∆t= 0 và Q 21 = 0
- Phía trên là phòng không điều hoà, khi đó lấy k ở bảng 4,9 và ∆t = 0,5.(tN – tT), tính như mục 4.2.4 tài liệu [1]
- Mái bê tông dày 150mm có lớp vữa dày 25mm và phứa trên có lớp bitum: k=1,59 W/m 2 k (Bảng 8.18 Giáo trình điều hòa không khí, Lê Chí Hiệp)
Hệ số truyền nhiệt của nền sàn bê tông dày 150mm, có lớp vữa 25mm và lát gạch vinyl 3mm là k = 2,78 (W/m² K) theo bảng 4.15 trong giáo trình thiết kế hệ thống điều hòa không khí của Nguyễn Đức Lợi.
* Ví dụ tính cho văn phòng office tầng 1:
Bảng 3.6: Tính toán nhiện hiện truyền qua mái bằng bức xạ
3.2.2 Nhiệt hiện truyền qua vách Q 22
Nhiệt truyền qua vách được xác định theo công thức
Q2i: Nhiệt truyền qua tường, cửa ra vào (gỗ, nhôm) và cửa kính,…(W)
Q22c : Nhiệt truyền qua cửa ra vào, (W)
Q22k : Nhiệt truyền qua kính, (W) ki - hệ số truyền nhiệt (W/m 2 K)
Fi – diện tích tường, cửa, kính tương đương, (m 2 ) φ: Hệ số xét đến vị trí của vách:
- Đối với tường bao tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời: φ = 1
- Đối với tường ngăn tiếp xúc với không gian không có điều hòa: φ = 0,7
- Đối với trần có mái bằng tôn, ngoái, fibro xi măng có kết cấu kín: φ =0,8
- Đối với sàn trên tầng hầm, tầng hầm không có cửa sổ: φ = 0,4
∆t: Chênh lệch nhiệt độ giữa bên ngoài và trong không gian điều hòa, (°C)
Khi không gian điều hòa tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời:
Khi không gian điều hòa tiếp xúc với không gian không được điều hòa:
Khi không gian điều hòa có sàn tiếp xúc với tầng hầm không có cửa sổ:
Nhiệt truyền qua tường tính bằng biểu thức sau
Trong đó: kt: Hệ số truyền nhiệt của tường, (W/m 2 K) kk: Hệ số truyền nhiệt của kính, (W/m 2 K)
𝑚 2 𝐾) kt = 1,48 W/m 2 k (Bảng 3,4, Hệ thống điều hòa không khí, Nguyễn Đức Lợi)
* Ví dụ tính cho khu vực trưng bày gồm có tường bao quan bên ngoài là kính và các tường bên trong đều giáp với không gian điều hòa:
Tương tự tính cho các khu vực khác:
Bảng 3.7: Nhiệt truyền qua tường
Tầng Phòng Kí hiệu Delta
Hành lang ( tiếp xúc vùng có điều hòa) 0.00 0.0 0.000
Hành lang ( tiếp xúc vùng có điều hòa delta
3.2.2.2 Tính nhiệt truyền qua cửa ra vào: Q 22c
Nhiệt truyền qua cửa ra vào tính bằng biểu thức sau:
Trong đó: k: Hệ số truyền nhiệt của cửa, (W/m 2 K)
∆t: Chênh lệch nhiệt độ giữa bên ngoài và trong không gian điều hòa, (°C)
Công trình chọn cửa ra vào bằng kính bề dày 5mm có hệ số truyền nhiệt: k = 6,35 (W/m 2 K)
* Tính cho phòng trưng bày có hai cửa tiếp giáp với không khí ngoài trời:
Bảng 3.8: Nhiệt truyền qua cửa ra vào
3.2.2.3 Nhiệt truyền qua cửa sổ:
Nhiệt truyền qua cửa sổ tính bằng biểu thức sau:
Q22k = k F ∆t [1] tr 169 Trong đó: k: Hệ số truyền nhiệt của cửa, (W/m 2 K)
∆t: Chênh lệch nhiệt độ giữa bên ngoài và trong không gian điều hòa, (°C)
Ví dụ tính cho văn phong office tầng 1:
Tương tự tính cho các khu vực khác:
Bảng 3.9: Nhiệt truyền qua cửa sổ
3.2.3 Nhiệt hiện truyền qua nền: Q 23
Nhiệt truyền qua nền được tính theo biểu thức:
K: Hệ số truyền nhiệt qua nền (W/m 2 K)
∆t: Chênh lệch nhiệt độ giữa bên ngoài và trong không gian điều hòa, (°C)
Do dự án này, có mặt bằng tầng 1 là có nền bên dưới là khu không điều hòa nên
∆t=tN –tT, còn các khu còn lại đều giữa 2 phòng điều hòa nên ∆t= 0
Ví dụ tính nhiệt truyền qua cho phòng trưng bày
Hệ số truyền nhiệt của nền sàn bê tông dày 300mm, có lớp vữa 25mm và lát gạch vinyl 3mm là k= 1,48 (W/m² K) theo bảng 4,15 trong giáo trình thiết kế hệ thống điều hòa không khí của Nguyễn Đức Lợi.
Tương tự tính cho các khu vực khác:
Bảng 3.10: Nhiệt hiện truyền qua nền Q23
Tầng Phòng k(W/m 2 K) Diện tích(m 2 ) Δt =tn-tt
Nhiệt tỏa ra từ thiết bị Q 3
3.3.1 Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng Q 31
Do công trình sử dụng đèn led nên tính theo công thức
Q31 =nt.nđ.∑Ni (W) TL [1] tr171 Trong đó:
Hệ số tác dụng tức thời của đèn chiếu sáng, theo bảng 4.8 [TL1/tr158], được xác định là nt = 0,83 cho văn phòng và kho lưu trữ có tải trọng lớn hơn 700 kg/m² sàn, với thời gian sử dụng đèn là 8 tiếng.
nđ: Hệ số tác động đồng thời, chọn: nđ = 0,85 đối với công sở, nđ = 0,50 đối với nhà hàng khách sạn
∑Ni: Tổng công suất ghi trên thiết bị
Ta chọn tổng công suất trên thiết bị theo tiêu chuẩn của [TL1] là 12 W/m 2 sàn
Ví dụ tính cho văn phòng office tầng 1:
Tương tự ta tính cho các khu vự khác:
Bảng 3.11: Nhiệt hiện tỏa do đèn chiếu sáng
3.3.2 Nhiệt hiện tỏa do máy móc: Q 32
Q32 là nhiệt tỏa phát sinh từ việc sử dụng các thiết bị điện như máy sấy tóc, quạt, ti vi, bàn là và các dụng cụ khác Những thiết bị này không sử dụng động cơ điện, do đó có thể tính toán nhiệt tỏa tương tự như ánh sáng từ đèn chiếu sáng.
Trong đó: N i là công suất thiết bị điện (W)
Bảng 3.12: Công suất của các thiết bị:
Tên thiết bị Công suất tỏa nhiệt (W)
Ví dụ tính cho văn phòng OFFICE của tầng 1:
Bảng 3.13: Nhiệt hiện tỏa do máy móc Q32
Q32: Nhiệt tỏa ra do máy móc
Máy Photo thiết bị khác
Nhiệt hiện và nhiệt ẩn tỏa do người tỏa Q 4
Nhiệt hiện và ẩn tỏa do người được tính theo biểu thức sau:
Bảng 3.14: Số liệu mật độ người theo thiết kế
Phòng coffee,thức ăn nhanh
Quầy bar ,cốc-tai Nhà bếp
3.4.1 Nhiệt hiện do người tỏa Q 4h
Nhiệt hiện do người được tính theo biểu thức sau:
Công thức tính tải nhiệt cho không gian điều hòa là Q4h = nđ.n.qh (W), trong đó nđ là hệ số tác dụng không đồng thời, được chọn là 0,8 cho nhà cao tầng và công sở Số người trong khu vực điều hòa là n, và qh là nhiệt lượng tỏa ra từ một người Theo bảng 4.18, nhiệt lượng này được chọn là 70 W ở nhiệt độ 24°C cho các không gian như văn phòng và khách sạn.
3.4.2 Nhiệt ẩn do người tỏa Q 4a
Nhiệt ẩn do người tỏa ra được tính theo công thức:
Trong khu vực điều hòa, số người (n) ảnh hưởng đến nhiệt ẩn tỏa ra từ mỗi người (qa) Theo bảng 4.18 [TL1/tr175], chúng ta chọn giá trị 60 W tại nhiệt độ 24 °C cho khu vực khách sạn văn phòng.
Bảng 3.15: Nhiệt hiện và nhiệt ẩn ở một số phòng tại 24 o C Ở 24 o C qh qa
Ví dụ tính toán nhiệt hiện và nhiệt ẩn cho khu vực coffee shop tầng 1
Tổng nhiệt hiện và nhiệt ẩn cho phòng trưng bày tầng 1
Tương tự tính cho các phòng khác:
Bảng 3.16: Nhiệt hiện và nhiệt ẩn tỏa do người tỏa Q4
Nhiệt hiện và nhiệt ẩn do gió tươi mang vào Q N
Trong hệ thống điều hòa không khí, việc cung cấp đủ lượng gió tươi là cần thiết để đảm bảo ôxy cho hoạt động hô hấp của con người trong phòng Gió tươi ngoài trời được ký hiệu là N, với nhiệt độ tN, độ ẩm dung dN và entanpy IN cao hơn so với không khí trong nhà với nhiệt độ tT, độ ẩm dung dT và entanpy IT Khi gió tươi được đưa vào phòng, nó sẽ tỏa ra một lượng nhiệt, bao gồm nhiệt ẩn QaN và nhiệt hiện QhN, được tính bằng các biểu thức cụ thể.
QN = QhN + QaN TL[1]tr176
Trong đó: dN, dT: Dung ẩm (g/kg) với dN = 27.1 với tN= 34,5 và 77% độ ẩm, dT = 11,2 với tT = 24 và 60% độ ẩm
41 n: Số người trong khu vực điều hòa; l: Lượng không khí trời cần cho 1 người dùng trong 1 giây, lấy theo tiêu chuẩn bảng 4,19 trong [TL1/tr176] ta chọn l = 7,5 l/s
Ví dụ tính cho văn phòng office tầng 1
Tương tự tính cho các phòng khác:
Bảng 3.17: Nhiệt hiện và ẩn do gió tươi mang vào QN
Coffee Shop 213.7 85 10.5 15.9 8.08 30.58 38.66 Phòng Trưng Bày 213.70 62 10.5 15.9 5.86 22.18 28.04 Văn phòng OFFICE 56.20 7 10.5 15.9 0.66 2.50 3.17 Văn phòng EXEC 39.50 5 7.35 11.13 0.33 1.25 1.58 Phòng Pha Chế 18.90 5 7.35 11.13 0.33 1.25 1.58 Phòng Họp 20.00 10 7.35 11.13 0.66 2.50 3.17
2B1 30.00 3 10.5 15.9 0.28 1.07 1.36 2B2 50.00 5 10.5 15.9 0.47 1.79 2.26 Căn 1 P.Ngủ 1BH 1BH 48.00 5 10.5 15.9 0.45 1.72 2.17 Căn 1 P.Ngủ 1B1 1B1-A 52.00 5 10.5 15.9 0.49 1.86 2.35
Căn 1 P.Ngủ 1B-A (T) 48.00 5 10.5 15.9 0.47 1.79 2.26 Căn 1 P.Ngủ 1B-A(S) 1B-A(S) 52.00 5 10.5 15.9 0.47 1.79 2.26 Căn 1 P.Ngủ 1B-B 1B-B 52.00 5 10.5 15.9 0.47 1.79 2.26
Nhà hàng 140.00 70 10.5 15.9 6.62 25.04 31.66 Khu vực ăn (P) 50.00 17 10.5 15.9 1.61 6.08 7.69 Sảnh thang máy (P) 20.00 5 10.5 15.9 0.47 1.79 2.26
Nhiệt hiện và nhiệt ẩn do gió lọt Q 5
Không gian điều hòa cần được làm kín để kiểm soát lượng gió tươi và tiết kiệm năng lượng Tuy nhiên, không khí không mong muốn vẫn có thể rò rỉ qua khe cửa sổ, cửa ra vào và cửa mở do người ra vào Hiện tượng này xảy ra mạnh mẽ hơn khi chênh lệch nhiệt độ giữa trong và ngoài không gian điều hòa lớn, dẫn đến không khí lạnh thoát ra từ dưới cửa và không khí ngoài trời lọt vào từ phía trên cửa.
Nguồn nhiệt do gió lọt cũng gồm hai thành phần là nhiệt ẩn và nhiệt hiện, được tính bằng biểu thức sau:
Nếu số người ra vào nhiều, cửa đóng mở nhiều lần, phải bổ sung thêm nhiệt hiện và mhiệt ẩn sau:
Qbsh = 1,23.Lbs.(tN- tT) 4-25[1]tr177
Qbsa = 3.Lbs.(dN- dT) 4-26[1]tr177 Với: V: Thể tích phòng, (m 3 ) ξ: Hệ số kinh nghiệm được xác định theo bảng 4,20 – tài liệu [1],
Lbs= 0,28* Lc*n: Thể tích không khí lọt, 4-27[1]tr177 dN, dT – dung ẩm (g/kg) với dN = 27,1 với tN= 34,5 và 77% độ ẩm
44 dT= 11,2 vs tT= 24 và 60% độ ẩm
* Tính cho khu trưng bày triển lãm tầng 1
Do chỉ có khu triển lãm có số người ra vào nhiều nên bổ sung thêm nhiệt ẩn
Bảng 3.18: Nhiệt hiện và ẩn gió rò lọt Q5
Coffee Shop 213.7 5.6 1196.72 0.53 2.597 8.471 13,8 Phòng Trưng Bày 213.70 5.60 1196.72 0.53 2.597 8.471 13,8
0.285 0.931 1.216 Phòng Pha Chế 18.90 3.60 68.04 0.7 0.137 0.445 0.582 Phòng Họp 20.00 3.60 72.00 0.7 0.144 0.471 0.616
Sảnh thang máy (T) 20.00 5.80 116.00 0.7 0.333 1.085 1.417 Khu vực ăn (T) 50.00 5.80 290.00 0.7 0.831 2.711 3.543 Bếp mở 120.00 5.80 696.00 0.58 1.653 5.392 7.045 Nhà hàng 140.00 5.80 812.00 0.57 1.327 4.327 5.654 Khu vực ăn (P) 50.00 5.80 290.00 0.7 0.582 1.898 2.480 Sảnh thang máy (P) 20.00 5.80 116.00 0.7 0.233 0.759 0.992 Nhà bếp 70.00 5.80 406.00 0.7 0.815 2.657 3.472
Nhiệt tổn thất do các nguồn khác Q 6
Ngoài các nguồn nhiệt đã nêu trên còn các nguồn nhiệt khác ảnh hưởng tới phụ tải lạnh như:
Nhiệt hiện và ẩn tỏa ra từ các thiết bị trao đổi nhiệt, các ống dẫn nước nóng và lạnh đi qua phòng điều hòa
Nhiệt tỏa từ quạt và tổn thất nhiệt qua đường ống gió làm cho không khí lạnh bên trong nóng lên, tuy nhiên, các tổn thất nhiệt này thường là nhỏ.
Nên ta có thể bỏ qua nên Q6 = 0
Tính toán ẩm thừa
Ẩm thừa được xác định theo công thức:
W1 – Lượng ẩm thừa do người tạo ra, [kg/s]
W2 – Lượng ẩm bay hơi từ bán thành phẩm, [kg/s]
W3 – Lượng ẩm bay hơi đoạn nhiệt từ sàn, [kg/s]
W4 – Lượng ẩm bay hơi từ thiết bị, [kg/s]
Khi phòng điều hòa có nhiệt độ thấp hơn nhiệt độ ngoài trời, không chỉ có dòng nhiệt mà còn có dòng ẩm thẩm thấu qua kết cấu bao che vào phòng, tuy nhiên lượng ẩm này thường không đáng kể Ngoài ra, khi có rò rỉ khí vào nhà, dòng không khí nóng cũng mang theo một lượng ẩm nhất định do độ ẩm của không khí nóng cao hơn, nhưng lượng ẩm này thường được bỏ qua hoặc tính vào phần cung cấp khí tươi.
3.8.1 Lượng ẩm thừa do người tỏa W 1
Lượng ẩm do người tỏa được xác định bằng công thức:
- Số người trong phòng điều hòa qn: lượng ẩm mỗi người tỏa ra trong một đơn vị thời gian, kg/s
Tra bảng 3.5 tài liệu [1], ở nhiệt độ môi trường 24 o C tại trạng thái lao động nhẹ
Ta có lượng ẩm do người tỏa ra qn7 g/h.người = 2,97.10 -5 kg/s
*Ví dụ: Tính cho khu trưng bày tầng 1
* Tương tự cho các phòng khác
3.8.2 Lượng ẩm bay hơi từ bán thành phẩm W 2
Do các phòng đều là phòng làm việc văn phòng, thành phần ẩm thừa chỉ có trong công nghiệp, nên không tính các bán thành phẩm đưa vào W2 = 0
3.8.3 Lượng ẩm bay hơi đoạn nhiệt từ sàn W 3
Bên dưới là tầng có điều hòa đồng thời lót gạch nên lượng ẩm bay hơi từ sàn có thể bỏ qua W3 =0
3.8.4 Lượng ẩm bay hơi từ thiết bị W 4
Các thiết bị là các thiết bị điện nên không có hơi ẩm Do đó W4 = 0
Bảng 3.19: Ẩm thừa các khu vực
Tầng Phòng Kí hiệu Số lượng Diện tích sàn (m 2 )
2 P.Ngủ loại sang trọng 2B-PRE 103m2
2 Căn 2 P.Ngủ loại sang trọng 2B-PRE
Hiện tượng đọng sương xảy ra khi nhiệt độ bề mặt thấp hơn nhiệt độ đọng sương của không khí, dẫn đến tổn thất nhiệt và gây ra nấm mốc, ẩm ướt trong phòng Để tránh hiện tượng này, cần kiểm tra tình trạng đọng sương trên các bức tường của phòng.
Để ngăn ngừa hiện tượng đọng sương trong nhà, cần kiểm tra độ ẩm và nhiệt độ ở tất cả các phòng Hệ số truyền nhiệt k t của vách phải nhỏ hơn kmax để tránh đọng sương Phân tích hiện tượng này yêu cầu kiểm tra bề mặt trong của vách vào mùa lạnh, nơi tiếp xúc với không khí điều hòa, và bề mặt ngoài vào mùa nóng, tiếp xúc với không khí bên ngoài.
Giá trị k max được xác định: q = k (tN – tT) = N (tN – twN) = T (tT – twT) 3-26,[1]tr115
- hệ số toả nhiệt phía ngoài nhà α N W/m 2 K khi mặt ngoài tiếp xúc với không khí ngoài trời trực tiếp
Nhiệt độ tính toán của không khí ngoài trời và trong nhà được biểu thị bằng 52 t N và t T Nhiệt độ đọng sương ở vách ngoài tương ứng với thông số không khí bên ngoài là ts N, với giá trị khoảng 5 °C.
Khi nhiệt độ trên bề mặt giảm, hệ số truyền nhiệt không tăng Khi nhiệt độ đạt đến mức đọng sương ts, hệ số truyền nhiệt sẽ đạt giá trị cực đại k = kmax, đồng thời hiện tượng đọng sương xuất hiện.
Nếu k < kmax thì không xảy ra hiện tượng đọng sương
Nếu k > kmax thì xảy ra hiện tượng đọng sương
Khi không có không gian đệm:
34,5−24 =9,33 w ∕ m 2 k Từ các tính toán ở phần trên (tính toán nhiệt thừa) ta đã tìm được:
Qua các kết quả tính toán và kiểm tra các bề mặt đều không bị đọng sương
THÀNH LẬP SƠ ĐỒ ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ
Chọn sơ đồ điều hòa không khí
Sơ đồ điều hòa không khí được xây dựng dựa trên kết quả tính toán cân bằng nhiệt ẩm, nhằm đáp ứng yêu cầu về tiện nghi cho con người và các tiêu chuẩn công nghệ phù hợp với điều kiện khí hậu Việc thiết lập sơ đồ này cần dựa vào các thông số như nhiệt hiện và nhiệt ẩn của phòng Nhiệm vụ chính là xác định quá trình xử lý không khí trên ẩm đồ t-d, lựa chọn thiết bị phù hợp và kiểm tra các điều kiện như nhiệt độ đọng sương, tiêu chuẩn vệ sinh và lưu lượng không khí qua dàn.
Trong việc lựa chọn sơ đồ điều hòa không khí, có ba loại chính: sơ đồ thẳng, sơ đồ một cấp và sơ đồ hai cấp Quyết định lựa chọn sơ đồ phù hợp là một bài toán kinh tế kỹ thuật, dựa vào đặc điểm công trình và tầm quan trọng của hệ thống điều hòa Sơ đồ thẳng cho phép không khí ngoài trời được xử lý nhiệt ẩm trước khi cấp vào phòng và thải ra ngoài, thường được áp dụng trong các không gian có phát sinh chất độc như phân xưởng độc hại và cơ sở y tế như phòng phẫu thuật.
Sơ đồ tuần hoàn một cấp là hệ thống phổ biến nhất nhờ vào tính đơn giản, hiệu quả kinh tế và khả năng đảm bảo vệ sinh Hệ thống này được áp dụng rộng rãi trong điều hòa không khí cho các lĩnh vực như sản xuất linh kiện điện tử, máy tính và quang học Trong khi đó, sơ đồ tuần hoàn hai cấp thường được sử dụng trong điều hòa tiện nghi khi nhiệt độ thổi vào quá thấp và không đạt tiêu chuẩn vệ sinh, đồng thời cũng phổ biến trong các nhà máy dệt và thuốc lá.
So với sơ đồ điều hòa một cấp thì chi phí lớn hơn nhiều
Trong quá trình phân tích đặc điểm và yêu cầu chi phí, việc sử dụng sơ đồ tuần hoàn không khí một cấp là đủ để đáp ứng các yêu cầu đã đề ra.
Sơ đồ điều hòa không khí tuần hoàn 1 cấp
Hình 4.1: Nguyên lý cấu tạo của sơ đồ tuần hoàn 1 cấp
FCU, hay Bộ xử lý không khí, là thiết bị quan trọng trong hệ thống điều hòa không khí, bao gồm nhiều thành phần như N (không khí ngoài trời) và T (không khí trong nhà) Hệ thống này có các bộ phận chính như cửa lấy gió tươi, phin lọc không khí, dàn lạnh, dàn gia nhiệt, bộ làm ẩm, quạt thổi, miệng thổi gió vào phòng, không gian điều hòa, quạt hút, và ống gió hồi cùng cửa điều chỉnh lưu lượng gió hồi Những thành phần này phối hợp hoạt động để đảm bảo không khí trong nhà luôn sạch sẽ, thoáng mát và được điều chỉnh nhiệt độ phù hợp.
11 – Ống xả gió và cửa điều chỉnh lưu lượng gió xả; 12 – Buồng hòa trộn
Hệ thống hoạt động bằng cách hút không khí ngoài trời (gió tươi) với lưu lượng G0 vào buồng hòa trộn 12, nơi diễn ra quá trình hòa trộn với không khí hồi có trạng thái T và lưu lượng GR Sau khi hòa trộn, hỗn hợp không khí có trạng thái H và lưu lượng G0 + GR được đưa qua bộ xử lý không khí, bao gồm phin lọc, dàn lạnh, dàn gia nhiệt và bộ làm ẩm, để đạt trạng thái không khí O Không khí sau đó được quạt phân phối vào không gian điều hòa qua các miệng thổi Trong không gian này, không khí tự biến đổi từ trạng thái V đến T do nhận nhiệt và ẩm thừa Cuối cùng, không khí có trạng thái T được quạt hút qua các miệng hút, thải một phần ra ngoài và đưa một phần về hòa trộn theo đường hồi.
Tính toán sơ đồ điều hòa không khí
Sự thay đổi trạng thái không khí của sơ đồ tuần hoàn không khí một cấp mùa hè được trình bày trên đồ thị t-d (hình 4.2)
Sơ đồ tuần hoàn một cấp bao gồm các điểm N, T, H, O, V, S, với các hệ số nhiệt hiện và hệ số đi vòng εBF Để tính toán sơ đồ một cấp, các bước thực hiện cần được tuân thủ một cách chính xác.
- Xác định toàn bộ lượng nhiệt thừa hiện và ẩn của không gian điều hoà do gió tươi mang vào;
- Xác định tổng lượng nhiệt hiện;
- Xác định tổng lượng nhiệt ẩn;
- Xác định tổng lượng nhiệt ẩn và thừa của không gian cần điều hoà;
- Xác định hệ số đi vòng BF;
- Xác định các điểm: T (tT; T), N (tN; N), G (24 0 C; 50%);
- Qua T kẻ đường song song với G - hef cắt = 100% tại S, ta xác định được nhiệt độ đọng sương ts
- Qua S kẻ đường song song với G - ht cắt đường NT tại H, ta xác định được điểm hoà trộn H
Qua T, kẻ đường song song với G - hf, cắt đường SH tại O Khi loại bỏ tổn thất nhiệt từ quạt gió và đường ống gió, ta xác định V O là điểm thổi vào.
4.3.1 Điểm gốc G và hệ số nhiệt hiện SHF (ε h ) Điểm gốc G xác định trên ẩm đồ là điểm có trạng thái ( t = 24 0 C, = 50%)
Thang chia hệ số nhiệt hiện (εh) đặt ở bên phải ẩm đồ
4.3.2 Hệ số nhiệt hiện phòng RSHF (ε hf )
Hệ số nhiệt hiện phòng RSHF là tỷ lệ giữa nhiệt hiện và tổng nhiệt hiện cùng với nhiệt ẩn trong không gian điều hòa, không bao gồm ảnh hưởng từ gió tươi và gió lọt.
Hệ số nhiệt hiện phòng biểu diễn tia quá trình tự biến đổi không khí trong phòng điều hòa V-T
Qhf: Tổng nhiệt hiện của phòng (không có nhiệt hiện của gió tươi), W
Qaf: Tổng nhiệt ẩn của phòng (không có nhiệt ẩn của gió tươi), W
4.3.3 Hệ số nhiệt hiện tổng GSHF (εht)
Hệ số nhiệt hiện tổng GSHF là độ nghiêng của tia quá trình từ điểm hòa trộn đến điểm thổi vào, thể hiện quá trình làm lạnh và khử ẩm của không khí trong dàn lạnh sau khi hòa trộn giữa gió tươi và gió tái tuần hoàn.
Q h : Thành phần nhiệt hiện, kể cả phần nhiệt hiện do gió tươi mang vào, W
Q a : Thành phần nhiệt ẩn, kể cả phần nhiệt ẩn do gió tươi mang vào, W
Qt: Tổng nhiệt thừa dùng để tính năng suất lạnh Qo = Qt, W
4.3.4 Hệ số đi vòng ( 𝜺 BF )
Hệ số đi vòng ε BF là tỷ lệ giữa lượng không khí đi qua dàn lạnh mà không thực hiện trao đổi nhiệt ẩm với bề mặt dàn, so với tổng lượng không khí đi qua dàn lạnh.
GH: Lưu lượng không khí qua dàn lạnh nhưng không trao đổi nhiệt ẩm với bề mặt dàn(kg/s), nên vẫn còn trạng thái điểm hòa trộn H
Go: Lưu lượng không khí qua dàn có trao đổi nhiệt ẩm với dàn (kg/s), và đạt được trạng thái
G = GH + Go: Tổng lưu lượng không khí qua dàn lạnh, kg/s
Hệ số đi vòng ε BF chịu ảnh hưởng từ nhiều yếu tố, trong đó bề mặt trao đổi nhiệt, cách sắp xếp bề mặt trao đổi nhiệt ẩm, số hàng ống và tốc độ khí là những yếu tố quan trọng nhất Đối với văn phòng làm việc, theo bảng 4.22 trong tài liệu [1], hệ số ε BF được xác định là 0,1.
4.3.5 Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng ESHF ( ε hef )
Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng ESHF là tỷ số giữa nhiệt hiện hiệu dụng của phòng và nhiệt tổng hiệu dụng của phòng được tính như sau:
Qhef – Nhiệt hiện hiệu dụng của phòng ERSH, (kW)
Qaef – Nhiệt ẩns hiệu dụng của phòng ERLH, (kW)
Nhiệt độ động sương của thiết bị là nhiệt độ khi hỗn hợp không khí tái tuần hoàn và không khí tươi được làm lạnh Điểm S, nơi đường ε ht cắt đường = 100%, chính là điểm động sương, và nhiệt độ ts tại điểm này được xác định là nhiệt độ đọng sương của thiết bị.
Thành lập sơ đồ tuần hoàn một cấp
Thành lập sơ đồ cho phòng trưng bày triển lãm:
Sơ đồ tuần hoàn một cấp với các điểm N, T, H, O, V, S với các hệ số nhiệt hiện, hệ số đi vòng được giới thiệu trên hình
Hình 4.2: Sơ đồ tuần hoàn không khí một cấp với các hệ số nhiệt hiện, hệ số đi vòng và quan hệ qua lại với các điểm H, T, O, S
- Điểm T, N lần lượt là trạng thái không khí ở trong nhà và ngoài trời
- Điểm H là trạng thái hòa trộn không khí tươi và không khí tuần hoàn
- Điểm S là điểm đọng sương không khí qua thiết bị
- Điểm O, V điểm không khí thổi vào phòng từ thiết bị
- Xác định các điểm : T (tT = 24 0 C, φ = 60%), N (tN = 34,5 0 C, φ = 77%) và G (24 0 C, 50%)
- Đánh dấu trên trục SHF các giá trị vừa tìm được: εhf = 0,95, εht = 0,7, εhef = 0,91
- Qua T kẻ đường song song với G - εhef cắt φ = 100% ở S (tS = 15,5 0 C, φ 100%), xác định được nhiệt độ đọng sương tS = 15,5 0 C
- Qua S kẻ đường song song với G - εht cắt đường NT tại H, xác định được điểm hòa trộn
- Qua T kẻ đường song song với G - εhf cắt đường SH tại O (tO = 16 0 C, φ = 95%)
- Khi bỏ qua tổn thất nhiệt từ quạt gió và từ đường ống gió ta có O ≡ V là điểm thổi vào
- Các quá trình trên đồ thị:
- TH và NH là quá trình hòa trộn không khí
- HV là quá trình làm lạnh, khử ẩm
- VT quá trình tự thay trạng thái của không khí trong phòng.
Kiểm tra điều kiện đảm bảo tiêu chuẩn vệ sinh
Kiểm tra nhiệt độ phòng và nhiệt độ thổi vào: tV < tT - a
Hệ thống điều hòa không khí thổi từ trên xuống yêu cầu không khí ra khỏi miệng thổi phải đi qua không gian đệm trước khi vào vùng làm việc Theo giáo trình điều hòa không khí của PGS TS Võ Chí Chính, với nhiệt độ không khí vào là 10 oC và nhiệt độ làm việc là 24 oC, ta có tV < tT - a = 24 - 10 < 18,5 Điều này chứng tỏ hệ thống đáp ứng các tiêu chuẩn về vệ sinh và an toàn cho sức khỏe con người.
Để đảm bảo tiêu chuẩn vệ sinh, cần tính toán lưu lượng gió hợp lý Nếu không đạt yêu cầu vệ sinh, cần áp dụng các biện pháp khác như sử dụng sơ đồ tuần hoàn 2 cấp hoặc sưởi bổ sung để giảm nhiệt độ thổi vào Việc này là cần thiết vì nhiệt độ thổi vào quá thấp có thể ảnh hưởng tiêu cực đến nhiệt độ cơ thể con người.
Lưu lượng không khí
Lưu lượng không khí qua dàn lạnh được xác định theo biểu thức:
L – Lưu lượng không khí, l/s;
Qhef – Nhiệt hiện hiệu dụng của phòng, W; tT, tS – Nhiệt độ trong phòng và nhiệt độ đọng sương, 0 C;
BF – Hệ số đi vòng
Từ lưu lượng không khí trên, ta tính được công suất lạnh cần thiết cho từng tầng theo công thức:
Qo = ρ×L× (IH - IV), (kW) Với : ρ : khối lượng riêng của không khí, ρ = 1,2 kg/m 3 ;
L : lưu lượng thể tích của không khí, m 3 /s ;
IH : entanpy không khí tại điểm hòa trộn, kJ/kgkkk ;
IV : entanpy không khí vào không gian điều hòa, kJ/kgkkk
Ví dụ tính cho khu trưng bày tầng 1
Từ kết quả tính toán tải nhiệt ta có:
Tổng nhiệt hiện (không có gió tươi) là:
Tổng nhiệt ẩn (không có gió tươi là:
Qaf = Q4b = 0.17 kW (Vì chỉ có người là không có nhiệt ẩn của gió tươi)
Hệ số nhiệt hiện RSHF (εhf) là:
19,754 + 0,197 = 0.991 Thành phần nhiệt hiện và ẩn có kể đến phần nhiệt hiện do gió tươi mang vào
Hệ số nhiệt hiện tổng GSHF (ε ht) là:
Qhef = Qhf + εBF.(Qh5 + QhN )= 19,754+0,1*(5,859 + 2,597)= 20,599
20,599 + 3,244 = 0.86 Dựa vào đồ thị t-d để xác định các điểm trạng thái N, T, H, V, O, S (V≡ O) như hình phía bên dưới đây:
Hình 4.3 trình bày đồ thị Psychrometric Chart, trong đó xác định các điểm trạng thái cho phòng triển lãm Hình ảnh được vẽ bằng AutoCad trên đồ thị này giúp người đọc dễ dàng hiểu rõ các thông số liên quan đến độ ẩm và nhiệt độ trong không gian triển lãm.
Bảng 4.1: Thông số trạng thái của các điểm của phòng triễn lãm tầng 1
Trạng thái Nhiệt độ ( o C) Độ ẩm (%)
Kiểm tra nhiệt độ phòng và nhiệt độ thổi vào: tV < tT – a
Hệ thống điều hòa không khí thổi từ trên xuống yêu cầu không khí ra khỏi miệng thổi phải đi qua không gian đệm trước khi vào vùng làm việc Theo tài liệu, nhiệt độ không khí vào (tT) là 25 độ C, trong khi nhiệt độ không khí ra (tV) là 10 độ C, cho thấy sự chênh lệch nhiệt độ là 15,5 độ C.
Tính toán lưu lượng không khí qua dàn lạnh bằng biểu thức:
𝑠) Năng suất lạnh của phong trưng bày tầng 1 được tính bằng công thức:
Tính toán tương tự cho những phòng còn lại
Bảng 4.2: Bảng tổng kết các nguồn nhiệt
Tổng Qhf Qaf Qhef Qaef ᵋ hf ᵋ ht ᵋ hef o t C ds
Lưu lượng Qo kw kw kw kw kw kw kw (m 3 /s) Kw
Bảng 4.3: Bảng so sánh tổng năng suất lạnh Q
Năng suất lạnh tính tay
Năng suất lạnh tính bằng phần mềm Trace 700
Năng suất lạnh thiết kế
Văn phòng OFFICE 1 15.4 10.1 13.10 6.43 14.0 Hợp lý
Phòng Pha Chế 1 4.9 8.16 4.20 6.67 4.5 Hợp lý
Căn 1 P.Ngủ 1BH 1BH 2 10.1 9.82 11.10 0.89 11.2 Hợp lý
Sảnh thang máy (T) 1 4.8 6.25 4.90 8.89 4.5 Hợp lý
Khu vực ăn (T) 1 17.5 8.57 17.70 10.63 16.0 Hợp lý
Khu vực ăn (P) 1 17.5 8.57 17.70 10.63 16.0 Hợp lý
Sảnh thang máy (P) 1 5.3 15.09 4.90 8.89 4.5 Hợp lý
KIỂM TRA CHỌN THIẾT BỊ
Tính chọn FCU
FCU (Fan Coil Unit) là thiết bị trao đổi nhiệt gồm ống đồng, cánh nhôm và quạt gió, nơi môi chất lạnh di chuyển trong ống và không khí được thổi qua cụm ống trao đổi nhiệt Quá trình này giúp trao đổi nhiệt ẩm giữa không khí và môi chất lạnh, sau đó không khí được đưa vào phòng trực tiếp hoặc qua hệ thống kênh gió Quạt FCU sử dụng quạt lồng sóc dẫn động trực tiếp, và năng suất lạnh của thiết bị phụ thuộc vào nhiệt độ của môi chất lạnh, nhiệt độ không khí vào ra, cùng hệ số truyền nhiệt qua vách trao đổi nhiệt Bên cạnh đó, lưu lượng gas qua dàn lạnh cũng ảnh hưởng lớn đến năng suất lạnh; lưu lượng nhỏ sẽ dẫn đến năng suất lạnh giảm và ngược lại Năng suất lạnh của FCU cho từng phòng được tính toán dựa trên nhiệt tải cực đại của phòng đó.
* Dựa theo catalogue FCU của hãng Daikin để ta chọn
Hình 5.1: Catalogue FCU của Dailkin
Hình 5.2: Catalogue FCU của Dailkin (Tiếp theo) Bảng 5.1: Danh sách khối lượng FCU
(kw) công suất tính toán
Model máy Số lượng
Phòng Trưng Bày 56 28x2 58 FXMQ250PVE 2 1200
Căn 1 P.Ngủ 1BH (T) 11.2 9.67 FXMQ100PVE 1 533
Căn 1 P.Ngủ 1BH (P) 11.2 9.67 FXMQ100PVE 1 533
Căn 1 P.Ngủ(1B1-Bt) 9 8.62 FXMQ80PVE 1 417
Căn 1 P.Ngủ (1BH) 11.2 9.74 FXMQ100PVE 1 533
Sảnh thang máy (T) 4.5 4.21 FXMQ40PVE 1 267
Khu vực ăn (T) 16 17.15 FXMQ140PVE 1 767
Khu vực ăn (P) 16 15.93 FXMQ140PVE 1 767
Sảnh thang máy (P) 4.5 4.27 FXMQ40PVE 1 267
Chọn dàn nóng
Hình 5.3: Catalogue dàn nóng của Dailkin Bảng 5.2: Danh sách khối lượng dàn nóng
Tầng Tổng Qo Model dàn nóng Tổ hợp Công suất dàn nóng kw (tối đa 3 dàn nóng) kw
Sử dụng VRV XPRESS để chọn dàn nóng và dàn lạnh
Để chọn thiết bị của Daikin trên VRV XPRES, đầu tiên bạn cần nhấp vào biểu tượng khởi động phần mềm Sau khi phần mềm khởi động, hãy nhấn vào biểu tượng VRV để tiếp tục.
Hình 5.4: Giao diện khởi động VRV Xpress
Ta thực hiện một số bước cài đặt:
Hình 5.5: Cài đặt VRV Xpress
Chọn biểu tượng VRV:
Hình 5.6: Chọn hệ thống VRV
Sau đó hộp thoại Edit Indoor Unit Selection xuất hiện:
Hình 5.7: Cách chọn dàn lạnh
Chọn các thông số giống với các thông số của loại dàn lạnh trên sơ đồ bản vẽ đã thiết kế
Tiếp theo ADD tất cả các dàn lạnh có trên bảng thiết kế và nhấn CLOSE chúng ta sẽ được như hình dưới:
Hình 5.9: Các dàn lạnh được chọn
Sau đó chuyển qua bước kế tiếp chọn dàn nóng:
Hình 5.10: Chọn dàn nóng
Chọn kích thước và loại bố trí dàn nóng và lạnh:
Hình 5.11: Chọn kích thước và cách bố trí hệ thống
Sau khi chọn được dàn nóng và nhấn OK tiếp tục:
Rồi chọn phần Piping và điền kích thước ống gas:
Hình 5.11: Nhập kích thước đường ống
Sau khi nhập kích thước các đường ống gas ta được:
Hình 5.12: Sơ đồ hệ thống
Bước cuối cùng xuất các thông số liên quan Click vào mục Reports, đặt tên và xuất sang file CAD, file Excel hoặc file Word:
Hình 5.13: Xuất file của hệ thống
File Word các thông số dàn nóng, dàn lạnh, đường ống gas của hệ thống tầng 2-5:
Hình 5.14: File Word sau khi xuất
TÍNH TOÁN KIỂM TRA HỆ THỐNG THÔNG GIÓ
Tính toán kiểm tra hệ thống cấp gió tươi
6.1.1 Phương án thông gió cho khu văn phòng làm việc:
Việc phân phối gió tươi được thực hiện thông qua quạt đẩy, với các miệng cấp kết nối bằng các kênh gió loại treo Quạt đẩy được lắp đặt trên tầng mái, giúp đưa gió tươi xuống các tầng bên dưới qua các kênh gió đứng trong hộp gen Gió tươi ra khỏi hộp gen được phân phối đến các không gian khác nhau thông qua các kênh gió nằm ngang, kết nối với các miệng gió cấp.
Gió thải được vận chuyển ra ngoài thông qua quạt hút, kết nối với các miệng hút qua hệ thống kênh gió treo Quạt hút được lắp đặt trên tầng mái, dẫn gió thải từ các tầng bên dưới qua các kênh gió đứng trong hộp gen Gió thải từ nhà vệ sinh và khu vực bếp được thu hút vào miệng gió hút qua các kênh gió nằm ngang, sau đó được đưa vào hộp gen gió thải Mỗi căn hộ sẽ được trang bị một trục gió toilet và một trục gió bếp riêng biệt để đảm bảo hiệu quả thông gió.
6.1.2 Phương pháp tính toán đường ống gió:
Việc tính toán đường ống thông gió cho khu căn hộ được thực hiện theo phương pháp ma sát đồng đều
Phương pháp ma sát đồng đều là cách tính toán tổn thất áp suất ma sát trên một mét ống cho tất cả các đoạn ống bằng nhau, giúp thiết kế đường ống gió Phương pháp này rất phù hợp cho các hệ thống tốc độ thấp và thường được sử dụng trong thiết kế ống cấp, ống hồi và ống thải gió.
Trước hết cần tính toán lưu lượng gió cho từng không gian cần thông gió
Để xác định tiết diện của đoạn ống gió chính, cần tính toán tốc độ gió thích hợp Tiếp theo, dựa vào lưu lượng gió ở từng ống nhánh, ta xác định tiết diện và tốc độ gió cho mỗi ống nhánh theo bảng 7.11.
6.1.3 Xác định lưu lượng gió cho từng không gian điều hòa:
6.1.3.1 Xác định lưu lượng gió cấp:
Lưu lượng gió cấp vào không gian điều hòa được xác định theo công thức sau:
Gcấp: Lưu lượng gió cấp vào phòng, kg/s;
QT: Nhiệt thừa của không gian cấp gió vào, kW;
IT – Iv: Hiệu entanpy của không khí trong phòng và không khí cấp vào, kJ/kg;
ρ = 1,2 kg/m 3 : Mật độ không khí;
Lượng gió tươi cấp vào không gian điều hòa:
Lưu lượng gió tươi cần bổ sung (Ln) được xác định dựa trên số lượng người có mặt và lượng gió cần cung cấp cho mỗi người trong một đơn vị thời gian, tính bằng kg/s.
n: Số người trong không gian điều hòa;
Ln: Lưu lượng không khí tươi cần cung cấp cho một người trong một giờ;
Tuy nhiên lưu lượng gió tươi cần bổ sung không được nhỏ hơn 10% của Gcấp vào phòng
Vì vậy khi nhỏ hơn 10% của Gcấp thì lấy lưu lượng gió tươi chính bằng 10%Gcấp.
Khi lưu lượng gió tươi theo công thức tính toán nhỏ hơn 10% của Gcấp, lưu lượng gió tươi chính sẽ được xác định bằng 10% của Gcấp.
Ví dụ: Tính toán gió tươi cấp cho căn 1 phòng ngủ có diện tích 52,3 m 2 có Gcap = 1692 m 3 /h
Theo bảng 4.17, mật độ định hướng trong phòng điều hòa cho phòng ngủ khách sạn là khoảng 5 đến 10 m²/người Nếu chọn mật độ là 10 m²/người, thì số lượng người tối đa trong phòng là 5 người.
Thấy được Gtuoi < 10% Gcap nên suy ra lưu lượng gió tươi chính cấp bằng
Tương tự các phòng và các tầng còn lại được xác định theo công thức trên
Bảng 6.1 Lưu lượng gió tươi cấp cho từng phòng
N LL/ng LL tính tay Tổng m 3 /h.ng l/s l/s
2 Căn 2 P.Ngủ loại 2B-PRE 2B-PRE 2 7.5 4.2
Kết quả thông số gió tươi cấp cho công trình được thể hiện ở phụ lục
6.1.3.2 Xác định kích thước đường ống gió:
Tiết diện đường ống gió:
- F tính : Tiết diện đường ống gió (dài x rộng), m 2 ;
- G: lưu lượng gió đi trong ống, m 3 /h;
- ω: Vận tốc gió được chọn đi trong ống, m/s;
Dựa vào tiết diện ống đã tính toán, cần chọn kích cỡ ống gió có tiết diện thực tế lớn hơn và gần nhất với giá trị đã tính (theo bảng 7.3 tr297[1]).
Xác định vận tốc gió thực tế trong ống gió:
ωtt: tốc độ gió thực tế đi trong ống gió, m/s;
: tiết diện thực tế của đoạn ống gió, m 2 ; (theo bảng 7.3 tr297[1])
Kết hợp sử dụng phần mềm duct checker: nhập lưu lượng vào row rate (m 3 /h) rồi
87 chọn ống gió đảm bảo vận tốc và Delta Pr (Pa/m)
Hình 6.1: Sử dụng phần mềm Duct Checker
Từ thông số trên ta xác định các đường ống tiếp theo tra bảng 7.11 [1] theo phần trăm lưu lượng:
Bảng 6.2: Thông số kích thước chọn ống cấp gió tươi cho tầng 1
Tiết diện ống chọn (m 2 ) dtd
Kích thước ống chọn (mm)
Hình 6.2 Bố trí đường ống thông gió tầng 1
6.1.3.3 Xác định tổn thất áp suất trên đường ống gió:
Tổn thất áp suất trên đường ống gió được chia làm 2 thành phần:
Tính tổn thất áp suất: 7.2[1]tr372
- : Trở kháng ma sát trên đường ống, Pa;
- : Trở kháng cục bộ trên các phụ kiện đường ống ( tê, cút, gót, giày, )
Đoạn ống dài nhất và có tổn thất áp suất lớn nhất là từ quạt đến nhánh cuối cùng (đoạn A-F) Vì vậy, chúng ta cần tính trở kháng trên đoạn này để xác định cột áp quạt.
6.1.3.4 Tổn thất áp suất do ma sát ΔP ms :
+ : Chiều dài đường ống gió, m
+ – Tổn thất áp suất ma sát trên 1 mét ống, Pa/m
Tổn thất ma sát trên mỗi mét ống gió được xác định dựa vào đường kính tương đương và vận tốc gió thực tế trong ống.
Tính ví dụ cho trục ống cấp gió tươi: Trục ống cấp gió tươi tầng 1, đoạn ống gió có kích thước 400x300 mm, tốc độ gió thực tế 4,54m/s
Tra bảng 7.23 tr370 [1], xác định
Với kích thước ống gió 350x300 tương ứng với dtd= 378mm
Theo hình 7.24 tr373 [1] ta xác định:
Với tốc độ gió 4,54 m/s và dtd= 378 mm tương ứng với ms cb ΔP=ΔP +ΔP (Pa) ΔP ms ΔP cb ms 1 ΔP =l×ΔP ,(Pa) l
Bảng 6.3: Chiều dài tính toán của tuyến ống gió Đoạn ống Hạng mục Chiều dài (m) Quạt -A ống gió 1.62
Tra catalogue ống gió mềm Remak với bảng tổn thất áp suất của ống gió mềm có lưu lượng 153m 3 /h và đường kính ∅ 150, suy ra l= 1,62+3,05+4,6+2,7+0,78+1,3+6,24!,53
∆𝑃 𝑚𝑠 = 𝑙 × ∆𝑃 1 = (21,53 × 0,93) + (1,4 × 3) = 24,3 𝑃𝑎 Vậy tổng tổn thất áp suất trên trục ống cấp gió tươi được xác định:
6.1.3.5 Tổn thất áp suất cục bộ ΔP cb :
- Tổn thất áp suất cục bộ của cút chữ nhật:
Theo tài liệu [1] tr 375 công thức (7.4) ta xác định trở kháng cục bộ là:
∆Pcb = ltd * ∆P1 (N/m 2 ) 7.4[1]tr375 Trong đó:
+ : tổn thất áp suất cục bộ qua cút tròn và chữ nhật, Pa;
+ : chiều dài tương đương của cút, m; ΔP =0,93Pa/m1
Cút 90 0 tròn: được xác định theo bảng 7.4[1];
Cút 90 0 chữ nhật được xác định theo bảng 7.5 [1, tr376], với dtd chọn theo bảng 7.3 [1 tr370], Trong đó:
+ – Trở kháng ma sát trên 1 mét chiều dài ống, Pa/m;
Cách tính chiều dài tương đương cút 90 0 :
Bảng 6.4 Dạng cút chữ nhật không cánh hướng dòng trong bảng 7.5 [1,tr376]
Mô tả cút Dạng cút w/d a= ltd/d
Cút 90 o , không cánh hướng dòng
Tra bảng 7.5[1] cút 90 không có cánh hướng dòng, R = 1,25d
+ Với Cút 1: 150x150 mm: w/d = 1 nội suy ta có a = 7
Tra bảng 7.3 [1 tr 370] với các cạnh hình chữ nhật 150x150mm ta có đường kính tương đương dtd = 164mm
Tra đồ thị hình 7.24 với dtd = 164 mm, Gtuoi= 1692 (m 3 /h) = 501 (l/s) được ΔP1=0,93 Pa/m
Vậy tổn thất áp suất cục bộ của cút C01:
Tổn thất áp suất cục bộ trong hệ thống ống gió chủ yếu xảy ra tại các đoạn nhánh, cút 90 độ và ống giảm Đặc biệt, các ống nối có tiết diện thay đổi với góc thu 45 độ cũng góp phần vào tổn thất này Để tính toán tổn thất áp suất tại ống giảm, ta sử dụng công thức l td = a × d.
- Tổn thất áp suất cục bộ của tê, chẽ nhánh, thu, mở:
Công thức (7.5) tài liệu [1] xác định tổn thất áp suất cục bộ
+ : tổn thất áp suất cục bộ tê, chẽ nhánh, thu, mở, Pa;
+ n: hệ số cột áp động, xác định theo bảng 7.7 đến bảng 7.10 trang 380-386[1];
+ p: cột áp động(Pa) được xác định theo bảng 7.6 [1]
+ ω2 – tốc độ dòng khí sau khi qua T vào ống nhánh, m/s;
Trong công trình này, số lượng chi tiết gây tổn thất cục bộ là lớn, và một số chi tiết trong giáo trình có hạn chế về chiều chuyển động của dòng không khí cũng như hình dạng không phù hợp Do đó, để thuận tiện cho quá trình tính toán, nhóm sẽ tiến hành tính toán tổn thất cục bộ của các chi tiết này.
Theo bảng 7.9 [1]: A2/A1 =0,06/0,105 = 0,58 Nội suy ra n = 0,342
Theo bảng 7.6[1] xác định áp suất động pđ theo tốc độ dòng khí
Với ω2 = 3,33 m/s nội suy ra pd (ω2) = 6,6 Pa
Vậy tổn thất cục bộ chi tiết gót dày:
Theo bảng 7.7 [1]: góc nghiêng a0° → n = 1,02
Theo bảng 7.6[1] xác định áp suất động pđ theo tốc độ dòng khí
Với ω1 = 3,33 m/s nội suy ra pd(ω1) = 6,2 ω2 = 3,25 m/s nội suy ra pd(ω2) = 6,02
Vậy tổn thất cục bộ chi tiết thu lại:
Theo bảng 7.9 [1]: A2/A1 = 0,0225/0,04 = 0,526 Nội suy ra n = 0,297
Theo bảng 7.6[1] xác định áp suất động pđ theo tốc độ dòng khí
Với ω2 = 3,25 m/s nội suy ra pd (ω2) = 6,1 Pa
Vậy tổn thất cục bộ chi tiết gót dày:
∆𝑃 𝑐𝑏𝐶′ = 𝑛 × 𝑝 𝑑 (𝜔 𝑐 ) = 0,297x6,1 = 1,42 (Pa) Vậy tổng tổn thất cục bộ các chi tiết thu, mở, cút 90 0 là:
Chọn miệng gió, tổn thất áp suất tại miệng gió:
Cửa cấp gió MSA (1000x500):88 Pa
Cửa lấy gió MHS (350x150): 20 Pa
Cửa lấy gió tại sảnh MC4: 8 Pa
Tổn thất áp suất trên đường ống gió
6.1.3.6 Chọn quạt: Để chọn quạt cho đường ống thông gió thì có hai phương pháp Thứ nhất là sau khi tính toán được cột áp và lưu lượng đường ống gió ta tiến hành tra catalogue để chọn quạt có lưu lượng và cột áp thích hợp Thứ hai là sử dụng phần mềm để chọn quạt với các thông số lưu lượng gió và cột áp Vậy để việc chọn quạt có được độ chính xác cao và thuận tiện thì quạt sẽ được chọn trên phần mềm Cụ thể ở đây là phần mềm chọn quạt FANTECH
Chọn ví dụ cho trục cấp gió tươi
Trục cấp gió tươi có:
Với m=1,1: Hệ số an toàn
Vậy với Gtuoi92 (m 3 /h), ΔP5,12(Pa), tra trên phần mềm chọn quạt FANTECH ta chọn được quạt có các thông số sau:
Hình 6.3 Chọn quạt bằng phần mềm FANTECH với lưu lượng và cột áp đã tính ở trên
Bảng 6.5: Thông số quạt thông gió cấp gió tươi cho tầng 1
Tốc độ (v/p) Điện áp (V) Áp suất (Pa)
Tương tự ta tính được lưu lượng, cộp áp và loại quạt được thể hiện qua bảng so sánh dưới đây:
Bảng 6.6 Kết quả kiểm tra chọn quạt sử dụng theo phần mềm với trong bản vẽ thiết kế:
Tầng Gió tươi Model máy
Sai số Kết luận l/s % Pa %
Hệ thống cấp gió tươi được kiểm tra với các tính toán hợp lý, bao gồm hai phương pháp xác định kích thước ống gió Phương pháp đầu tiên là lựa chọn tiết diện điển hình tại đầu đẩy của quạt và xác định tốc độ không khí phù hợp theo bảng 7.1 và 7.2 Từ các giá trị đã chọn, tổn thất ma sát cho 1 mét chiều dài ống được tính toán theo công thức đã trình bày Phương pháp thứ hai là lựa chọn giá trị tổn thất áp suất ma sát cố định cho 1 mét ống (thường là 1Pa/m) và áp dụng cho các đoạn ống khác trong hệ thống Tuy nhiên, việc chọn tổn thất lớn sẽ khiến ống gọn nhưng độ ồn cao và quạt lớn, trong khi chọn tổn thất quá bé sẽ dẫn đến ống cồng kềnh, tốc độ gió nhỏ và quạt yêu cầu cột áp nhỏ.
Theo các số liệu trong bản vẽ thiết kế, việc tính toán kích thước và đường ống được thực hiện bằng phần mềm Duct Checker, dẫn đến quạt có cột áp lớn và độ ồn cao, từ đó cần có giải pháp tiêu âm, làm tăng chi phí đầu tư Độ ồn thiết kế được chọn trong khoảng 40-50dB Ngược lại, nếu áp dụng cách tính thứ nhất, chúng ta có thể giảm độ ồn, giảm tốc độ quạt và tổn thất áp, như đã thể hiện trong Bảng 6-5 Do đó, nên lựa chọn cách tính thứ nhất để xác định kích thước ống gió và cột áp quạt một cách hợp lý.
Xác định lưu lượng gió thải
Đối với công trình này, lưu lượng gió thải chủ yếu được xác định tại khu vực nhà vệ sinh Theo tiêu chuẩn CP 13: 1999 của Singapore, hệ số thay đổi không khí cho khu nhà vệ sinh là 10 ACH (Air change/h).
Hệ số thay đổi không khí cho khu nhà vệ sinh là tỉ số giữa lượng không khí tươi cấp vào phòng và thể tích phòng:
Lượng không khí hút khỏi nhà vệ sinh:
B: bội số trao đổi không khí Lấy B = 10 lần/h
V: thể tích phòng m: hệ số an toàn; m=1,1
Tương tự ta có bảng lưu lượng gió thải tầng 1-9
Bảng 6.7: So sánh lưu lượng gió thải nhà vệ sinh từ tầng 1-9
Lưu lượng tính tay (l/s)
Lưu lượng thiết kế (l/s)
Gió thải được hút qua không gian trần giả bằng 10 miệng hút, chọn 8 miệng có lưu lượng
35 l/s = 0,035 m 3 /s và 2 miệng có lưu lượng 25 l/s = 0,025 m 3 /s
Theo [1, tr366] ta chọn tốc độ gió tại các miệng hút là ω = 2,5m/s
Vậy ta có thể chọn miệng hút là:
Với diện tích 2.5 = 0,01 m², có thể lựa chọn 8 miệng gió với lưu lượng 35 l/s và 2 miệng gió với lưu lượng 25 l/s, kích thước 200x200mm, sai số không đáng kể.
Sử dụng phần mềm Duct Checker, chúng tôi đã xác định được các đoạn ống hút gió thải của nhà vệ sinh tầng 1 Dưới đây là bảng kết quả cho các đoạn ống gió hút thải từ tầng 1 đến tầng 9.
Bảng 6.8: Kết quả tính toán các đoạn ống gió hút gió thải nhà vệ sinh tầng 1-9
Kích thước ống chọn (mm)
Hình 6.4 Bản vẽ bố trí đường ống gió thải nhà vệ sinh tầng 1
6.2.1 Tính tổn thất áp suất: Đoạn ống dài nhất có tổn thất áp suất lớn nhất Tính tổn thất áp suất trên đoạn này để tính chọn quạt
6.2.1.1 Tổn thất áp suất do ma sát đường ống: ms 1 ΔP =l×ΔP ,(Pa) 7.3,[1]tr372 Trong đó:
+ l– Chiều dài đường ống gió, m
+ΔP 1 – Tổn thất áp suất ma sát trên 1 mét ống, Pa/m
Tổn thất ma sát trên một mét ống gió được xác định dựa vào đường kính tương đương và vận tốc gió thực tế trong ống Tham khảo hình 7.24 trang 373 để biết thêm chi tiết.
Tính ví dụ cho trục ống cấp gió tươi: Trục ống gió thải nhà vệ sinh tầng 1, đoạn ống gió có kích thước 300x250 mm, tốc độ gió thực tế 4,4m/s
Theo hình 7.24 [1,tr373] ta xác định ΔP =0,85Pa/m 1
Tra catalogue ống gió mềm Remak với bảng tổn thất áp suất của ống gió mềm có lưu lượng 1m 3 /h và đường kính ∅150, suy ra ΔP =0,85Pa/m 1
∆Pms = l*∆P1 = (11,85*0,85) + (1,3*3) = 13,25 Pa Vậy tổng tổn thất áp suất trên trục ống cấp gió tươi được xác định:
6.2.1.2 Tổn thất áp suất cục bộ ΔP cb :
- Tổn thất áp suất cục bộ của tê, chẽ nhánh, thu, mở: cb 2 ΔP =n×p(ω ),Pa [1]tr382 Trong đó:
+ P cb : tổn thất áp suất cục bộ tê, chẽ nhánh, thu, mở, Pa;
+ n: hệ số cột áp động, xác định theo bảng 7.7 đến bảng 7.10[1, tr380-383];
+ p: cột áp động(Pa) được xác định theo bảng 7.6 [1, tr378]
+ ω2 – tốc độ dòng khí sau khi qua T vào ống nhánh, m/s
Đối với công trình này, có một số chi tiết gặp tổn thất cục bộ với số lượng lớn và một số chi tiết trong giáo trình còn hạn chế về chiều chuyển động của dòng không khí cùng hình dạng không phù hợp Do đó, nhóm sẽ tiến hành tính toán tổn thất cục bộ của các chi tiết để thuận tiện cho quá trình tính toán.
Theo bảng 7.9 [1]: A2/A1 =0,03/0,075 = 0,4 Nội suy ra n = 0,31
Theo bảng 7.6[1] xác định áp suất động pđ theo tốc độ dòng khí
Với ω2 = 3,5 m/s nội suy ra pd (ω2) = 7,4 Pa
Vậy tổn thất cục bộ chi tiết gót dày:
Theo bảng 7.7 [1]: góc nghiêng a0° → n = 1,02
Theo bảng 7.6[1] xác định áp suất động pđ theo tốc độ dòng khí
Với ω1 = 3,5 m/s nội suy ra p (ω ),1Pa d 1 =7,4Pa ω2 = 3,11 m/s nội suy ra p (ω )=6,3Pa d 2 =5,8 Pa Vậy tổn thất cục bộ chi tiết thu lại:
Tra bảng 7.5[1] cút 90 không có cánh hướng dòng, R = 1,25d
+ Với Cút 1: 150x150 mm: w/d = 1 nội suy ta có a = 7
Tra bảng 7.3[1, tr 370] với các cạnh hình chữ nhật 150x150mm ta có đường kính tương đương dtd = 164mm
Tra đồ thị hình 7.24 với dtd = 164 mm, Gthai= 252 (m 3 /h) = 70 (l/s) được ΔP1=0,6 Pa/m
Vậy tổn thất áp suất cục bộ của cút C01:
∆𝑃 𝑐𝑏𝑐𝑢𝑡𝐶 = 2,52 × 0,6 = 1,5 𝑃𝑎 Vậy tổng tổn thất cục bộ các chi tiết là:
- Tổn thất áp suất tại miệng gió:
Miệng thải gió được đặt bên ngoài nên cần chọn loại miệng gió có chắn mưa Miệng gió thải đặt trong nhà vệ sinh td cut l a d
Tra catalogue miệng gió thải của hãng REETECH, chọn miệng gió có thông số như sau:
Bảng 6.9 Thông số kĩ thuật của miệng gió hút gió thải nhà vệ sinh tầng 1
Kích thước cổ miệng gió (mm)
Tiếp xúc ngoài trời MSA 1188 800x400 6 78
Hình 6.5: Miệng gió sọt trứng hãng REETECH model CC1
Nguồn: Catalogue Miệng gió REETECH
Qua bảng thông số kỹ thuật chọn miệng gió ta có thể xác định được tổn thất cục bộ qua miệng gió
Tổn thất trên van VCD = 10 Pa
Tổng tổn thất áp suất do miệng hút: ∆Pmienggio = 78 + 15 + 10 = 103 Pa
Tổn thất áp suất trên đường ống gió:
Việc tính toán đường ống được tính toán tương tự và kích thước được thể hiện chi tiết trên bản vẽ
∆P = ∆P * m = 121,8 * 1,1 = 133,98 Pa Với m=1,1: Hệ số an toàn
Vậy với Gthaivs = 1188 m 3 /h, ΔP = 134 Pa, tra trên phần mềm chọn quạt FANTECH ta chọn được quạt có các thông số sau:
Bảng 6.10: Thông số quạt thông gió hút gió thải
Tốc độ (v/p) Điện áp (V) Áp suất (Pa)
1 Gió thải nhà vệ sinh AP0404AP5/10 1056 0,37 1440 415 98
Bảng 6.11 Kết quả kiểm tra kích thước ống gió, miệng gió giữa tính toán và thực tế trên bản vẽ
Sai số Cột áp Sai số
43,1 Chưa hợp lý APV0312AP5/10
Hệ thống cấp gió tươi trong bản vẽ khi được kiểm tra với các tính toán cho kết quả
Số 104 là không hợp lý, vì theo tính toán đường ống, kích thước ống gió được sử dụng dựa trên phương pháp ma sát đồng đều Có hai cách để tính toán theo phương pháp này: cách thứ nhất là lựa chọn tiết diện điển hình cho hệ thống, cụ thể là tiết diện ngay đầu đẩy của quạt, và chọn tốc độ không khí thích hợp theo bảng 7.1 và 7.2 ứng với tiết diện đó Từ các giá trị đã chọn, ta xác định tổn thất ma sát cho 1 mét chiều dài ống theo công thức đã trình bày.
Cách thứ hai để tính toán tổn thất áp suất ma sát là chọn giá trị cố định cho 1 mét ống, thường là 1Pa/m, và áp dụng giá trị này cho các đoạn ống khác trong hệ thống Tuy nhiên, nếu chọn tổn thất quá lớn, đường ống sẽ trở nên nhỏ gọn nhưng gây ra độ ồn cao và yêu cầu quạt lớn Ngược lại, nếu chọn tổn thất quá nhỏ, đường ống sẽ cồng kềnh, tốc độ gió giảm, độ ồn thấp và quạt chỉ cần cột áp nhỏ.
Theo các số liệu trong bản vẽ thiết kế, việc tính toán kích thước ống gió được thực hiện bằng phần mềm Duct Checker, dẫn đến quạt có cột áp lớn và độ ồn cao, yêu cầu tiêu âm để giảm chi phí đầu tư Độ ồn được thiết kế trong khoảng 40-50dB Ngược lại, nếu áp dụng cách tính thứ nhất, chú trọng vào độ ồn thấp và giảm tốc độ quạt, tổn thất áp cũng sẽ được giảm, như đã thể hiện trong bảng 6-8 Do đó, cần tuân theo cách tính thứ nhất để lựa chọn kích thước ống gió và cột áp quạt hợp lý cho hệ thống.
Kết luận: Hệ thống thông gió cấp gió tươi với vận tốc sơ bộ ω = 6m/s dẫn đến lưu lượng lớn qua ống chính, làm thay đổi kích thước ống gió so với bản vẽ, trong khi kích thước miệng gió chỉ chênh lệch không nhiều Bảng 6-8 cho thấy sự so sánh giữa hai kích thước miệng gió Việc sử dụng ống nhỏ hơn làm tăng vận tốc trong ống, dẫn đến độ ồn quạt cao và cần lắp thêm tiêu âm, gây tăng tổn thất áp suất Hơn nữa, với ống nhỏ, tổn thất càng lớn, làm cho chênh lệch tổn thất áp suất quạt so với bản vẽ lên tới 50% Do đó, quạt không được chấp nhận vì những tổn thất này sẽ làm tăng chi phí chọn quạt và tiêu âm Tương tự, ống gió thải cũng có tổn thất áp suất chênh lệch gần 50% so với thiết kế ban đầu.
105 tăng khi chọn vận tốc sơ bộ như trên.
Tính toán hệ thống thông gió sự cố, tạo áp cầu thang
6.3.1 Giới thiệu sơ lược thông gió sự cố: Ý tưởng về hệ thống điều áp ra đời cách đây khoảng trên 50 năm, khi một hệ thống điều áp được sử dụng để giữ cho các căn phòng khỏi bụi bẩn và vi khuẩn, và sau đó cung cấp không khí cho các rạp hát
Hệ thống kiểm soát khói đã được áp dụng từ những năm 1950 tại Anh và Úc, với bộ tiêu chuẩn đầu tiên về quy phạm cho hệ thống điều áp phòng cháy được xuất bản vào năm 1957 tại Úc.
Trong suốt những năm 1960 và 1970, các nghiên cứu liên tục được tiến hành, dẫn đến việc ban hành bộ tiêu chuẩn BS5588- Part 4 vào năm 1978 và BS EN 12101-6-2005 Bộ tiêu chuẩn này đã được tái bản trong BS5588- Part 4: 1998.
Có 2 phương pháp chính để kiểm soát khói trong các công trình đó là hút khói (tạo áp suất âm) và điều áp (tạo áp suất dương)
Sử dụng hệ thống hút khói là rất cần thiết trong các không gian rộng lớn như tòa nhà mở, bãi đậu xe, trung tâm mua sắm, bảo tàng và triển lãm, nhằm đảm bảo an toàn và duy trì không khí trong lành.
Sử dụng hệ thống điều áp là cần thiết trong các không gian hẹp như thang thoát hiểm, nhằm tạo ra áp suất dương Có hai phương pháp chính để thiết lập hệ thống điều áp: sử dụng quạt cấp không khí và quạt hút không khí.
Hình 6.6 Hệ thống hút khói và Hệ thống điều áp
Hình 6.7 Hệ thống điều áp bằng quạt hút và Điều áp bằng quạt cấp
Hệ thống điều áp thường có 3 chế độ hoạt động:
- Chế độ 1: Phát hiện Tăng hiệu áp trong khu vực được bảo vệ (cầu thang, hành lang,…) lên áp suất yêu cầu (50 Pa) khi tất cả các cửa đều đóng
Chế độ 2 trong hệ thống thoát hiểm yêu cầu duy trì tốc độ gió 0,75 m/s qua các cửa mở vào tầng cháy, hoặc tạo ra hiệu áp +10Pa với các cửa đóng của tầng cháy so với các cửa khác.
- Chế độ 3: Chữa cháy Duy trì tốc độ gió (2m/s) qua các cửa mở ở tầng cháy với các cửa khác
Tất cả các hệ thống kiểm soát khói đều có chế độ 1
Bộ tiêu chuẩn BS5588: Part4:1998 đã chia chế độ 2 ra theo các loại công trình như bảng dưới đây:
Bảng 6.12 Phân loại hệ thống
Loại hệ thống Khu vực sử dụng
B Bảo vệ với cột chữa cháy
C Các cơ sở thương mại
D Khách sạn, nhà tập thể,
E Trong trường hợp sơ tán
Hình 6.10: Trường hợp 1 cửa mở và 2 cửa mở
Hình 6.11: Vận tốc và áp suất tối thiểu khi tạo áp trường hợp 1 cửa mở
Hình 6.12: Vận tốc tối thiểu khi tạo áp trường hợp 2 cửa mở
Hình 6.13 Áp suất và vận tốc tối thiểu trường hợp 3 cửa mở
6.3.4 Các yêu cầu của hệ thống điều áp: Đối với hệ thống điều áp chỉ được thiết kế cho việc bảo vệ một lối thoát hiểm, áp suất yêu cầu trong lối thoát khi các cửa đều đóng là 50Pa, với vận tốc qua cửa vào tầng bị cháy là 0,75 m/s hoặc duy trì một hiệu áp +10Pa qua các cửa đóng của tầng cháy Đối với hệ thống được thiết kế cho cả thoát hiểm và chữa cháy, vận tốc gió yêu cầu phải đạt 2 m/s qua các cửa trên tầng cháy
Lực tối đa cho phép để mở cửa được giới hạn là 100N tại núm cửa, để đạt được điều này, áp suất tối đa khi thiết kế là +60Pa
Theo bộ tiêu chuẩn BS5588-Part 4:1998, hệ thống điều áp sử dụng quạt hút, thì quạt cần đáp ứng được điều kiện sau:
- Chịu được 600℃ trong 2h trong công trình không có hệ thống phun nước chữa cháy tự động;
- Chịu được 300℃ trong 2h trong công trình có hệ thống phun nước chữa cháy
Diện tích rò lọt qua cửa
Diện tích rò rỉ qua cửa có thể được xác định dựa trên các giá trị trong bảng 6-9 dưới đây, và những giá trị này chỉ áp dụng cho các kích thước cửa được liệt kê trong bảng.
Bảng 6-13 Diện tích rò lọt qua cửa
Kích thước Chiều dài nứt Diện tích rò lọt m m m 2
Cửa đơn vào không gian điều áp 2x0,8 5,6 0,01
Cửa đơn trong khung cửa ra ngoài 2x0,8 5,6 0,02
Cửa đôi có hoặc không có rãnh 2x1,6 9,2 0,03
Với các lỗ cửa đơn, 1 cửa, AE = diện tích trống của cửa
Với các lỗ cửa, hoặc các cửa, đặt song song dọc theo không gian được điều áp như hình 7.5:
Hình 6.14 Cửa đặt song song
Với các ô cửa – hay cửa được đặt theo chuỗi dọc theo lối thoát
Với chuỗi các cửa đôi, tính theo hình 6.15 dưới đây:
Hình 6.15 Cửa đôi đặt theo chuỗi
Mặc dù có thể xác định các cửa tác dụng cho lối thoát hiểm, vẫn tồn tại nhiều rò rỉ khác mà chúng ta không nhận ra trong các công trình Do đó, để phù hợp với thực tế, thể tích không khí cấp cần được tăng lên ít nhất 50% theo quy định trong tiêu chuẩn.
Xác định lượng khí cấp:
Có hai thông số có ảnh hưởng lớn nhất tới kích thước của quạt là:
- Vận tốc không khí qua cửa mở;
Mỗi bộ tiêu chuẩn sẽ quy định 2 thông số trên với các giá trị khác nhau tùy theo đặc điểm của từng quốc gia:
Bảng 6-14 So sánh các thông số khác nhau của các bộ tiêu chuẩn
Quốc gia Bộ tiêu chuẩn Áp suất (Pa)
Vận tốc qua cửa Số cửa mở
(cửa thoát hiểm và cửa cầu thang )
3 (2 cửa ở 2 tầng) (cửa thoát hiểm)
3 (2 cửa ở 2 tầng) (cửa thoát hiểm)
Theo P.J.Hobson và L J Stewart, lưu lượng khí cần cấp cho hệ thống được tính theo công thức:
Q - lưu lượng không khí cần cấp, m 3 /s;
AE - diện tích rò lọt, m 2 ;
n- hằng số rò lọt
- Với diện tích rò lọt lớn (cửa,…), n = 2;
- Với diện tích rò lọt nhỏ (các khe cửa), n = 1,6
Với mục đích thiết kế hệ thống điều áp để giữ cho khói ở sau cửa, công thức trên
Mức áp suất thiết kế được cho trong bảng sau:
Bảng 6.15: Áp suất thiết kế
(Pa) Áp suất thiết kế (Pa)
6.3.5 Tính toán kiểm tra hệ thống điều áp tại công trình: Đây là công trình phức hợp thương mại, văn phòng và phòng khách sạn, do vậy ta chọn hệ thống loại C để thiết kế (1 cửa mở)
Tòa nhà cao 18 tầng, bao gồm một tầng mái Tại tầng 1, giữa khu cầu thang thoát hiểm và phòng, có một cửa đơn, cùng với một cửa đôi từ cầu thang thoát hiểm dẫn ra ngoài.
Hình 6.16: Kiểu bố trí cửa thoát hiểm cầu thang bộ công trình sử dụng
Khi phát hiện đám cháy, hệ thống báo cháy sẽ kích hoạt tín hiệu báo động cho tòa nhà và tự động cắt toàn bộ hệ thống điện ngoại trừ nguồn điện cho hệ thống điều áp, hút khói và chữa cháy, vì các hệ thống này có nguồn riêng Do đó, vào thời điểm này, không có ai có thể truy cập vào hệ thống thang thoát hiểm và tất cả các cửa đều bị đóng.
Diện tích rò lọt khí qua các cửa truy nhập vào thang thoát hiểm tại các tầng:
Tăng lưu lượng lên 50% để dự phòng:
Theo tiêu chí duy trì áp suất
Hình 6.17 Chế độ duy trì áp suất
Tính lưu lượng khí qua cửa mở ra bên ngoài với áp suất 10Pa trong lồng thang
Diện tích cửa cánh đơn:
Lưu lượng gió: Q2=0.83 x AE x P 1/2 = 0.83 x 1,6,10 1/2 =4.2 m 3 /s
Tính lưu lượng khí cần để duy trì áp suất tiêu chuẩn (10Pa)
Theo tiêu chí duy trì tốc độ
Hình 6.18 Chế độ duy trì tốc độ
Tính lưu lượng khí qua cửa ở tại phòng bị cháy
Diện tích cửa cánh đơn:
A= 2×0,8 = 1,6 m 2 Vận tốc gió qua cửa: V = 0,75 m/s
Lưu lượng gió cấp:
Tính áp suất yêu cầu trong lồng cầu thang để thải lượng khí 1,2m 3 /s ra ngoài môi trường qua tầng cháy
Diện tích của cửa thải gió: A2= 1,2/2,5= 0,48 (m 2 )
Tính lưu lượng gió thổi qua cửa vào phòng mở với áp suất 10Pa trong lồng thang
Theo bảng D3, tháp văn phòng có diện tích mỗi tầng là 655m², tường cao 3.5m với chu vi 110m Diện tích rò lọt qua mỗi tầng được tính theo mức kết cấu trung bình của sàn và tường không kín.
Vậy lượng khí yêu cầu để duy trì tiêu chí tốc độ:
Như vậy QA > QB, nên ta sẽ thiết kế hệ thống theo tiêu chí duy trì áp suất giữa cửa vào phòng bị cháy và cửa thoát hiểm tầng trệt
Chọn quạt theo lưu lượng Q = 5,7 m 3 /s
Trong kiến trúc của tòa nhà đã có sẵn trụ xây để lắp đặt hệ thống điều áp với kích thước 1100x600 mm, cao 52m (tính cho 12 tầng)
- Tổn thất ma sát trên đường ống:
Với 12 miệng thổi tại các tầng, ta đi tính tổn thất áp suất trên từng đoạn ống
Kích thước của trụ xây là không đổi, khi tính toán coi trụ như đường ống tôn, sau
117 đó sẽ nhân hệ số vào khi tính đến độ nhám bề mặt trên đường ống
Tính toán cho đoạn ống Quạt-1 (*):
(*): thứ tự các miệng thổi tính từ tầng mái xuống tầng hầm
Tra bảng 7.3 [1], với kích thước ống 1100x600mm, ta có đường kính tương đương d5mm
Theo hình 7.24 [1], với Q = 5700 l/s, d5mm, tra được tổn thất áp suất trên mỗi mét ống là ∆Pl = 0,8Pa/m, với tốc độ 8,5 m/s
Trên đoạn ống có 1 cút 90°, tra bảng 7.5 [1] với w/d00/600= 1,83, chiều dài tương đương đoạn cút ltd = 7,5×600 = 4500 mm
Tổn thất áp suất trên đoạn ống Quạt-1:
Các đoạn ống còn lại tính toán tương tự như trên, ta được tổng tổn thất áp suất trên đường ống: ∆Pms= 332 Pa
Theo [11], với lưu lượng 5700l/s, cột áp 332Pa :
Chọn quạt AFA.POG.035 hãng TOMECO , sản xuất tại Việt Nam
Hình 6.20: Quạt hướng trục gián tiếp ms 1 ΔP =l×ΔP =(3,5+4,5)×0,8=6,4(Pa)
Hình 6.19 Catalogue quạt hướng trục hãng TOMECO và thông số kĩ thuật
Nguồn: https://tomeco.vn/san-pham/quat-huong-truc-gian-tiep-chiu-nhiet-afc
Dựa vào lưu lượng tổng ban đầu 5700 l/s (5,7 m³/s) và yêu cầu của chủ đầu tư về việc đường ống tạo áp cầu thang phải nằm gọn trong hộp gen có diện tích 1100x600mm, ta tra bảng 7.3 để xác định đường kính tương đương, kết quả là dtđ = 875 mm.
Tính lại tốc độ gió ta được:
Với 12 tầng (tính cả tầng hầm) ta chọn 12 miệng gió với lưu lượng từng miệng như sau:
Tra catalogue của ASLI về miệng gió cấp ta chọn miệng gió có các thông số sau: v= 5,7 =8,6(m/s) 1,1×0,6
Hình 6.21 Catalogue miệng gió hãng ASLI Bảng 6-16 Thông số miệng gió tạo áp cầu thang
Tổn thất áp suất (Pa)
Hình 6.22 Miệng gió tạo áp cầu thang
Chọn miệng gió bằng phần mềm Duct checker với Q)15 (m 3 /h)
Bảng 6.17 Kết quả kiểm tra quạt tạo áp cầu thang
Thiết bị Model Lưu lượng
Công suất (kw) Áp suất (Pa) Kết luận
Quạt chỉ cần chọn với lưu lượng 5700 l/s là được không cần chọn quạt như trong dự án là 8300 l/s có phần hơi cao , như thế sẽ hơi lãng phí
Hình 6.23 Thông số của quạt tạo áp cầu thang và miệng gió trong bản vẽ sử dụng công trình
Nguồn: Hình cắt từ bản vẽ CAD thiết kế trong bản vẽ công trình