Tính toán kiểm tra hệ thống thông gió và điều hòa không khí trung tâm đào tạo HUTECH khối 15b

TỔNG QUAN

Ứng dụng điều hòa không khí

Ứng dụng trong đời sống và sinh hoạt

Sức khoẻ con người là yếu tố then chốt quyết định năng suất lao động Để nâng cao sức khoẻ và năng suất, cần tạo môi trường làm việc và sinh hoạt thoải mái, tiện nghi Hệ thống điều hoà không khí ra đời nhằm đáp ứng những nhu cầu này.

Trong ngành y tế, nhiều bệnh viện đã lắp đặt hệ thống điều hòa không khí nhằm tạo môi trường thuận lợi cho sức khỏe bệnh nhân Hệ thống này giúp duy trì không khí sạch sẽ và kiểm soát nhiệt độ, độ ẩm ở mức tối ưu, phục vụ cho các quy trình y học quan trọng và bảo quản dược phẩm Ứng dụng này không chỉ cải thiện điều kiện điều trị mà còn nâng cao hiệu quả trong sản xuất y tế.

Ngành công nghiệp điều hòa không khí đã có những bước tiến vượt bậc, không thể tách rời khỏi các lĩnh vực như cơ khí chính xác, điện tử, vi điện tử, kỹ thuật phim ảnh và quang học Để đảm bảo chất lượng sản phẩm và hoạt động bình thường của máy móc, cần tuân thủ các yêu cầu nghiêm ngặt về điều kiện không khí, bao gồm thành phần độ ẩm, nhiệt độ, độ bụi và hóa chất độc hại Chẳng hạn, trong ngành kỹ thuật điện, việc sản xuất dụng cụ điện yêu cầu kiểm soát nhiệt độ từ 20˚C đến 22˚C và độ ẩm từ 50% đến 60%.

Trong ngành cơ khí, chất lượng và độ chính xác của dụng cụ đo lường và dụng cụ quang học phụ thuộc vào độ trong sạch cùng sự ổn định của nhiệt độ và độ ẩm Đặc biệt, trong công nghiệp sợi và dệt, điều hòa không khí đóng vai trò quan trọng; độ ẩm cao làm tăng độ dính kết và ma sát giữa các sợi bông, gây khó khăn trong quá trình kéo sợi, trong khi độ ẩm quá thấp khiến sợi dễ bị đứt, giảm năng suất kéo sợi.

Trong ngành chế biến thực phẩm, việc duy trì môi trường không khí thích hợp là rất quan trọng cho nhiều quy trình công nghệ Để đảm bảo chất lượng sản phẩm, cần kiểm soát nhiệt độ, độ ẩm và độ sạch của không khí trong các điều kiện tối ưu.

Để đảm bảo chất lượng sản phẩm trong các nhà máy sản xuất phim và giấy ảnh, các thông số môi trường không khí cần được duy trì ổn định thông qua hệ thống điều hòa không khí Bụi có thể bám vào bề mặt phim và giấy ảnh, gây giảm chất lượng sản phẩm Nhiệt độ cao trong phân xưởng có thể làm nóng chảy lớp thuốc ảnh trên bề mặt phim, trong khi độ ẩm cao lại khiến sản phẩm dính bết vào nhau.

Điều hòa không khí đóng vai trò quan trọng trong đời sống và sản xuất, giúp duy trì nhiệt độ, độ ẩm và độ sạch, từ đó nâng cao chất lượng sản phẩm và bảo vệ sức khỏe con người.

Phân loại hệ thống điều hòa không khí

Có rất nhiều cách phân loại các hệ thống điều hoà không khí Dưới đây trình bày 2 cách phổ biến nhất:

- Theo mức độ quan trọng:

Hệ thống điều hòa không khí cấp I là loại hệ thống có khả năng duy trì các thông số tính toán trong nhà, bất chấp các điều kiện môi trường bên ngoài.

Hệ thống điều hòa không khí cấp II có khả năng duy trì các thông số tính toán trong nhà với sai số không vượt quá 200 giờ mỗi năm.

Hệ thống điều hòa không khí cấp III có khả năng duy trì các thông số tính toán trong nhà với sai số không vượt quá 400 giờ trong một năm Mức độ quan trọng của hệ thống này là tương đối và phụ thuộc vào yêu cầu của khách hàng cũng như điều kiện cụ thể của công trình Tuy nhiên, hầu hết các hệ thống điều hòa hiện nay đều được lựa chọn là hệ thống cấp III.

Hệ thống điều hoà cục bộ là giải pháp làm mát không khí hiệu quả cho không gian nhỏ, thường là một phòng riêng biệt Các loại máy điều hoà cục bộ phổ biến bao gồm máy điều hoà 1 khối, máy điều hoà 2 khối và máy điều hoà multi, giúp người dùng dễ dàng lựa chọn theo nhu cầu sử dụng.

Hình 1 1 Máy điều hòa 1 khối

Hình 1 2 Máy điều hòa 2 khối

Hình 1 3 Máy điều hòa multi

Hệ thống điều hòa phân tán là một giải pháp điều hòa không khí với khả năng xử lý không khí tại nhiều vị trí khác nhau Ví dụ điển hình của hệ thống này bao gồm các công nghệ như VRV (Variable Refrigerant Volume), VRF (Variable Refrigerant Flow) và hệ thống làm lạnh bằng nước (Water chiller).

Hình 1 4 Hệ thống điều hòa VRV

Hình 1 5 Hệ thống điều hòa VRF

Hình 1 6 Hệ thống điều hòa Chiller

Hệ thống điều hòa trung tâm là một giải pháp tối ưu cho việc làm mát và thông gió trong các tòa nhà lớn Hệ thống này xử lý không khí tại một trung tâm và sau đó phân phối qua các kênh dẫn gió đến các khu vực tiêu thụ.

Lí do chọn đề tài

Điều hòa không khí và thông gió là lĩnh vực quan trọng trong Công nghệ kỹ thuật Nhiệt lạnh Nhằm áp dụng kiến thức lý thuyết vào thực tế và chuẩn bị cho công việc tương lai, nhóm đã thực hiện đề tài “Tính toán kiểm tra hệ thống thông gió và điều hòa không khí trung tâm đào tạo nhân lực chất lượng cao HUTECH khối 15B”.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

Đối tượng nghiên cứu: Trung tâm đào tạo nhân lực chất lượng cao HUTECH khối 15B

- Kiểm tra hệ thống điều hòa không khí

- Kiểm tra hệ thống thông gió

- Áp dụng TCVN 5687:2010 và tiêu chuẩn CP13:1999.

Giới thiệu công trình

Tòa nhà Trung tâm đào tạo nhân lực chất lượng cao HUTECH khối 15B cao 14 tầng, được trang bị đầy đủ hệ thống kỹ thuật hiện đại như điện, cấp thoát nước, điều hòa, PCCC, tủ mạng, điện thoại và camera Đây là trung tâm chuyên cung cấp môi trường học tập và nghiên cứu chuyên nghiệp nhằm nâng cao chất lượng nguồn nhân lực.

Trung tâm đào tạo nhân lực chất lượng cao HUTECH tọa lạc tại 10/80C Xa lộ Hà Nội, Phường Tân Phú, Quận 9, Thành phố Hồ Chí Minh, là cơ sở giáo dục tiên tiến nhằm nâng cao chất lượng nguồn nhân lực.

Công trình khi hoàn thành bao gồm các hạng mục sau: thông gió tòa nhà, điều hòa không khí, hệ thống điện

Hình 1 7 Trung tâm đào tạo nhân lực chất lượng cao HUTECH khối 15B

1.5.2 Đặc điểm của công trình

Công trình gồm 14 tầng và mục đích sử dụng của công trình như bảng sau

Bảng 1 1 Thông tin cơ bản các phòng của công trình

STT Tầng Phòng Chức năng

5 1 Đại sảnh Sảnh 391 FXMQ140PVE 16 2

Tòa nhà được thiết kế với kết cấu vững chắc, bao gồm trụ bê tông và dầm kiên cố, cùng với tường bao gạch bê tông dày 200 mm và lớp trát vữa xi măng dày 10 mm bên ngoài Mỗi tầng đều được lắp đặt trần giả bằng thạch cao, tạo nên không gian hiện đại và sang trọng.

Kính được sử dụng là kính trong phẳng dày 6mm, đi kèm với rèm che cho các phòng Hệ thống điều hòa hoạt động từ tầng 1 đến tầng 13, đảm bảo không khí trong lành Khu vệ sinh được trang bị hệ thống ống gió thải và quạt hút riêng biệt cho từng tầng Đặc biệt, khu cầu thang bộ có quạt tăng áp để duy trì áp suất dương, nhằm phòng ngừa sự cố hỏa hoạn.

Các thông số ban đầu của công trình

Các thông số trạng thái không khí được thiết kế bên trong và bên ngoài không gian điều hòa được trình bày như hai bảng dưới đây

Bảng 1 2 Các thông số trong nhà

Thông số Nhiệt độ tT (˚C) Độ ẩm ωT (%)

I (kJ/kgkkk) Độ chứa hơi d (g/kg kkk)

Nhiệt độ điểm sương, ts (˚C)

Công trình tọa lạc tại TP.HCM, vì vậy các thông số về trạng thái không khí bên ngoài được sử dụng để tính toán được tham khảo từ (tr22-24, [1]) Dưới đây là bảng dữ liệu liên quan.

Bảng 1 3 Các thông số ngoài nhà

Thông số Nhiệt độ tN (˚C) Độ ẩm ωN (%)

I (kJ/kgkkk) Độ chứa hơi d (g/kg kkk)

Nhiệt độ điểm sương, ts (˚C)

Lượng gió tươi cung cấp và hệ số thay đổi không khí của các không gian điều hòa trong công trình được trình bày như bảng dưới đây

Bảng 1 4 Gió tươi và hệ số thay đổi không khí

Tên phòng Gió tươi, m 3 /h.người Hệ số thay đổi không khí

Phòng học 15,12 8 Độ ồn ở các khu vực trong công trình được trình bày như bảng dưới đây

Bảng 1 5 Độ ồn cho phép trong phòng

Khu vực Độ ồn đã thiết kế dB

Việc tính toán kiểm tra các thông số sẽ được trình bày ở phần tiếp theo

TÍNH TOÁN CÂN BẰNG NHIỆT

Phương trình cân bằng nhiệt

Để tính toán năng suất lạnh Q0, ta cần tổng hợp các nguồn nhiệt bên trong, bao gồm nhiệt tỏa ΣQtỏa và nhiệt thẩm thấu ΣQtt qua kết cấu bao che của phòng Trung tâm đào tạo nhân lực chất lượng cao HUTECH khối 15B tọa lạc tại thành phố Hồ Chí Minh, nơi có khí hậu nóng quanh năm mà không có sự chênh lệch lớn giữa mùa hè và mùa đông, do đó không cần thiết phải tính toán hệ thống sưởi.

Phương trình cân bằng nhiệt cho lượng không khí cấp tuần hoàn có lưu lượng G (kg/s) ở trạng thái V(tV, φV) và lượng không khí lấy ra ở trạng thái T(tT, φT) cho thấy rằng lượng không khí này đã lấy đi từ phòng một lượng nhiệt bằng QT.

QT = Gq.(IT – IV) Trong đó:

∑Qtỏa: Nhiệt tỏa ra từ các nguồn nhiệt bên trong hệ

∑Qtt: Nhiệt truyền qua kết cấu bao che

Gq: Lưu lượng thải nhiệt thừa, kg/s

IT: Entanpy của không khí ở trạng thái T

IV: Entanpy của không khí ở trạng thái V

Phương trình cân bằng ẩm

Tương tự như trong hệ luôn luôn có các nhiễu loạn về ẩm sau

- Ẩm tỏa ra từ các nguồn bên trong hệ: ΣWtỏa

- Ẩm thẩm thấu qua kết cấu bao che: ΣWtt

Tổng hai thành phần trên gọi là ẩm thừa

Để duy trì hệ cân bằng ẩm và trạng thái không khí trong phòng không đổi, cần cung cấp một lượng không khí với lưu lượng G (kg/s) ở trạng thái T(tT, φT) Hệ thống được xác định bởi công thức WT = ΣWtỏa + ΣWtt.

V(tV, φV) Như vậy lượng không khí này đã lấy đi từ phòng một lượng ẩm bằng WT Ta có phương trình cân bằng ẩm như sau:

GW ta gọi là lưu lượng thải ẩm thừa, kg/s

Xác định lượng nhiệt thừa Q T

2.2.1 Nhiệt toả ra từ thiết bị điện Q 1

Công trình này sử dụng nhiều thiết bị điện như máy tính bàn, máy in, máy chiếu, laptop và máy photo Hầu hết các thiết bị điện này chủ yếu phát nhiệt trong quá trình hoạt động Tuy nhiên, do máy in và máy photo ít được sử dụng, chúng có thể không cần được xem xét kỹ lưỡng.

Khi tính toán tổn thất nhiệt từ máy móc và thiết bị điện, cần lưu ý rằng không phải tất cả đều hoạt động đồng thời Để đảm bảo công suất máy lạnh không quá lớn, cần xem xét mức độ hoạt động đồng thời của các động cơ.

Ktt - hệ số tính toán bằng tỷ số giữa công suất làm việc thực với công suất định mức

KĐT - Hệ số đồng thời phản ánh mức độ hoạt động đồng thời của các động cơ Hệ số này được xác định bằng tỷ lệ giữa thời gian làm việc của động cơ thứ i và tổng thời gian hoạt động của toàn bộ hệ thống.

Bảng 2 1 Công suất các thiết bị điện

STT Thiết bị Công suất (W)

Nhiệt tỏa do máy móc Q1 của phòng 101

Phòng 101 gồm 37 máy tính bàn, 1 máy in Tuy nhiên, máy in không được sử dụng thường xuyên nên xem nhiệt tỏa từ máy in bằng 0W

Tính toán tương tự cho các phòng khác, ta được bảng sau:

Bảng 2 2 Nhiệt toả ra từ thiết bị điện Q1

STT Tầng Phòng Số lượng các thiết bị Q1 (kW)

11 3 Thư viện 1 máy tính bàn

2.2.2 Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng Q 2

Q2 = nt×nđ×Q, (W) Trong đó: nt - Hệ số tác dụng tức thời của đèn chiếu sáng

Với thời gian hoạt động của đèn là 10 giờ mỗi ngày và giá trị gs lớn hơn 700 kg/m², theo bảng 4.8, ta tính được hệ số nt là 0,87 Đối với nhà công sở, hệ số tác dụng đồng thời nđ nằm trong khoảng từ 0,7 đến 0,85, vì vậy ta chọn nđ là 0,85.

Q - Tổng nhiệt toả ra do chiếu sáng, W

Tòa nhà sử dụng đèn huỳnh quang nên Q = 1,25×qs×F qs - Công suất chiếu sáng yêu cầu cho 1 m 2 diện tích sàn, W/m 2

F - Diện tích mặt sàn của phòng, m 2

Phòng 101 có diện tích F = 296 m 2 , và phòng làm việc nên qs = 14 W/m 2

Q = 1,25.14.296 = 5,18 kW Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng phòng học 101

Q2 = 0,87.0,85.5,18 = 3,83 kW Tương tự tính toán các không gian khác của tòa nhà, ta được bảng dưới đây

Bảng 2 3 Nhiệt tỏa ra do đèn chiếu sáng Q2

2.2.3 Nhiệt do người tỏa ra Q3

Nhiệt do người tỏa ra gồm 2 thành phần:

- Nhiệt hiện (q3h): Do truyền nhiệt từ người ra môi trường thông qua đối lưu, bức xạ và dẫn nhiệt

- Nhiệt ẩn (q3w): Do tỏa ẩm (mồ hôi và hơi nước mang theo)

Nhiệt toàn phần bằng tổng nhiệt hiện và nhiệt ẩn: q = qh + qw

Tổn thất do người tỏa được xác định theo công thức:

Trong đó: n - Tổng số người trong phòng nđt – Hệ số tác dụng không đồng thời

Khu vực công sở nđt = 0,75 ÷ 0,9 Chọn nđt = 0,9 q3h, q3w, q - Nhiệt hiện, nhiệt ẩn và nhiệt toàn phần do một người tỏa ra (W/người)

Từ bảng 3.4 (tr35,[2]), nhiệt hiện và nhiệt ẩn tỏa ra do người ở trạng thái làm việc công sở, trường học trong phòng điều hòa có nhiệt độ 25˚C

Bảng 2 4 Nhiệt hiện và nhiệt ẩn do người tỏa ra

Mật độ không khí trong phòng điều hòa phụ thuộc vào công năng sử dụng của từng loại phòng Cụ thể, phòng làm việc yêu cầu mật độ 8m²/người, trong khi sảnh và hành lang có mật độ 15m²/người Đối với phòng học, mật độ là 2m²/người, và thư viện cần mật độ 5m²/người.

Nhiệt hiện do người tỏa ra của phòng 101

Q3h = 0.9.37.0,065 = 2,16 kW Nhiệt ẩn do người tỏa ra của phòng 101

Q3w = 0.9.37.0,065 = 2,16 kW Tương tự tính toán cho các phòng còn lại, ta được bảng sau

Bảng 2 5 Nhiệt do người tỏa ra Q3

STT Phòng Số người qh qw nđt

2.2.4 Nhiệt do sản phẩm mang vào Q 4

Tổn thất nhiệt chủ yếu xảy ra tại các xí nghiệp và nhà máy, nơi có sự trao đổi sản phẩm có nhiệt độ cao hơn nhiệt độ môi trường Trong các công trình như văn phòng trường học, tổn thất nhiệt này được tính là Q4 = 0 W do không có sự thay đổi nhiệt độ trong không gian điều hòa.

2.2.5 Nhiệt tỏa ra từ bề mặt thiết bị nhiệt Q 5

Trong không gian điều hòa, nếu có thiết bị trao đổi nhiệt như lò sưởi hoặc ống dẫn hơi, sẽ phát sinh tổn thất nhiệt từ bề mặt nóng vào phòng Tuy nhiên, trong công trình này, không có các thiết bị đó bên trong không gian điều hòa, do đó Q5 = 0.

2.2.6 Nhiệt do bức xạ mặt trời mang vào phòng Q 6

Nhiệt bức xạ được chia ra làm 3 thành phần:

- Thành phần trực xạ - nhận nhiệt trực tiếp từ mặt trời

- Thành phần tán xạ - Nhiệt bức xạ chiếu lên các đối tượng xung quanh làm nóng chúng và các vật đó bức xạ gián tiếp lên kết cấu

- Thành phần phản chiếu từ mặt đất

Nhiệt bức xạ xâm nhập vào phòng phụ thuộc kết cấu bao che và được chia ra làm 2 dạng:

- Nhiệt bức xạ qua cửa kính: Q61

- Nhiệt bức xạ qua kết cấu bao che tường và mái: Q62

2.2.6.1 Nhiệt bức xạ qua kính Q61

Diện tích cửa kính được tính bằng công thức Fk = m², trong đó k là tích số các hệ số phản ánh ảnh hưởng của các yếu tố như sương mù, độ cao, nhiệt độ đọng sương, loại khung cửa và màn che Cụ thể, k được tính bằng sản phẩm của các hệ số εc, εds, εmm, εkh và εK.

Trong đó: εc - Hệ số tính đến độ cao H (m) nơi đặt cửa kính so với mực nước biển c

 = + 1000 εds - Hệ số xét tới ảnh hưởng của độ chênh lệch nhiệt độ đọng sương so với 20˚C s ds t 20

Hệ số εmm thể hiện ảnh hưởng của mây mù đến bức xạ mặt trời, với giá trị εmm = 1 trong điều kiện trời không mây và εmm = 0,85 khi có mây Hệ số εkh phản ánh tác động của khung kính, cho thấy mức độ che khuất kính dưới các tia bức xạ khác nhau tùy thuộc vào cấu trúc khung Hệ số εK liên quan đến đặc tính của kính, trong khi εm đại diện cho ảnh hưởng của màn che đối với bức xạ mặt trời.

R’xn – Lượng nhiệt bức xạ xâm nhập vào không gian điều hòa

𝛼 𝑘 – hệ số hấp thụ của kính

𝜏 𝑘 – hệ số xuyên qua của kính

𝜌 𝑘 – hệ số phản xạ của kính

𝛼 𝑚 – hệ số hấp thụ của màn che

𝜏 𝑚 – hệ số xuyên qua của màn che

𝜌 𝑚 – hệ số phản xạ của màn che

R – dòng nhiệt bức xạ mặt trời xâm nhập vào phòng, W/m 2 nt – hệ số tác dụng tức thời

Nhiệt bức xạ qua kính của phòng 101 c

Khung kim loại nên εkh = 1,17 k = εc.εds.εmm.εkh.εK = 1,005837.0,88.1.1,17.0,94 = 0,973 εK = 0,94 (tr38,[2]) εm = 0,65 (tr38,[2])

Theo vị trí lắp đặt công trình, ta tra được bảng (tr38,[2]) dòng nhiệt bức xạ mặt trời xâm nhập vào phòng như sau:

Bảng 2 6 Bức xạ mặt trời qua mặt kính vào trong phòng lớn nhất ở các hướng

Hướng Tây Bắc Tây Nam Đông bắc Đông Nam

Xác định hệ số nt:

Hệ số tác động tức thời nt là giá trị mật độ diện tích trung bình của toàn bộ kết cấu bao che, bao gồm vách, trần và sàn Mật độ này được tính bằng kg/m² và phản ánh khối lượng riêng của các thành phần trong kết cấu bao che.

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

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

- Khối lượng 1m 2 tường ngoài (dày 0,2m): 1800.0,2 = 360 kg/m 2

- Khối lượng 1m 2 tường trong (dày 0,1m): 1800.0,1 = 180 kg/m 2

- Khối lượng 1m 2 sàn (dày 0,14m): 2400.0,14 = 336 kg/m 2

Tính gs cho phòng làm việc 101:

Với giá trị gs > 700 kg/m 2 , tra bảng 3-8b (tr45,[2]) ta được:

• Đối với hướng Tây Bắc: nt = 0,61

• Đối với hướng Tây Nam: nt = 0,66

• Đối với hướng Đông Bắc: nt = 0,58

• Đối với hướng Đông Nam: nt = 0,64

Hướng Tây Bắc, Đông Bắc xn

Hướng Tây Nam, Đông Nam xn

Nhiệt bức xạ qua kính

Kiểm tra tương tự cho các phòng khác, ta được bảng như sau

Bảng 2 7 Nhiệt bức xạ qua kính Q61

STT Tầng Tên phòng Hướng kính Diện tích kính (m 2 )

6 1 Hành lang Tây Bắc 10,2 0,5 Đông Nam 10,2 2,1

Tây Nam 30,24 6,44 Đông Bắc 60,48 2,7 Đông Nam 30,24 6,3

2.2.6.2 Nhiệt bức xạ qua kết cấu bao che tường và mái Q62

Dưới tác động của tia bức xạ mặt trời, bề mặt ngoài của kết cấu bao che hấp thụ nhiệt và dần nóng lên Một phần nhiệt lượng này sẽ tỏa ra môi trường, trong khi phần còn lại sẽ được dẫn vào bên trong và truyền cho không khí trong phòng thông qua quá trình đối lưu và bức xạ Quá trình truyền nhiệt này có độ chậm trễ nhất định, phụ thuộc vào bản chất và độ dày của kết cấu tường.

Thông thường ta bỏ qua lượng nhiệt bức xạ qua tường Lượng nhiệt truyền qua mái do bức xạ:

F – diện tích mái (hoặc tường), m 2 F = 1500m 2 k – hệ số truyền nhiệt bức xạ qua mái (hoặc tường), W/m 2 K i

2K αT = 10 W/m 2 K – hệ số tỏa nhiệt phía trong nhà (tr47,[2]) αN = 20 W/m 2 K – hệ số tỏa nhiệt phía ngoài nhà (tr47,[2]) δ1 = 50mm, δ3 = 40mm, λ1 = λ3 = 0,930 W/m.K δ2 = 50mm, λ1 = λ3 = 0,872 W/m.K

∆t = tTD – tT độ chênh nhiệt độ tương đương

N ε R 0, 64.752 t = t + 25 273 322 α = + + 20 = K εs – hệ số hấp thụ của mái và tường εs = 0,64 (tr48,[2])

Rxn – nhiệt bức xạ đập vào mái hoặc tường, W/m 2

R – nhiệt bức xạ qua kính vào phòng, W/m 2 R = 662 W/m 2 φm – hệ số màu của mái hay tường φm = 0,87 (tr48,[2])

2.2.7 Nhiệt lọt do không khí vào phòng Q 7

Q7h = 0,335.(tN – tT).V.ξ ,W tT, tN - Nhiệt độ của không khí tính toán trong nhà và ngoài trời, ˚C

Q7w = 0,84.(dN – dT).V.ξ ,W dT, dN - Dung ẩm của không khí tính toán trong nhà và ngoài trời, g/kg.kk

V – thể tích phòng, m 3 ξ = 0,55 – Hệ số kinh nghiệm theo bảng 3.10 (tr49,[2])

Bảng 2 8 Hệ số kinh nghiệm 

Tương tự cho các phòng khác, ta được bảng như sau:

Bảng 2 9 Nhiệt lọt do không khí mang vào phòng Q7

STT Tầng Tên phòng Chức năng Diện tích

2.2.8 Nhiệt truyền qua kết cấu bao che Q 8

Q81 – tổn thất do nhiệt truyền qua trần, tường và sàn (tầng trên) , W

Q82 – tổn thất do truyền nhiệt qua nền , W

2.2.8.1 Nhiệt truyền qua tường, trần và sàn tầng trên Q81

Q81 = k.F.∆t ,W Trong đó: k – hệ số truyền nhiệt của kết cấu bao che, W/m 2 ˚C

F – diện tích bề mặt kết cấu bao che, m 2

∆t – độ chênh lệch độ tính toán, ˚C

- Xác định độ chênh lệch nhiệt độ tính toán

Để tính toán chênh lệch nhiệt độ giữa môi trường bên trong và bên ngoài, công thức ∆t = φ.(tN – TT) được sử dụng, trong đó tT là nhiệt độ trong phòng (˚C) và tN là nhiệt độ bên ngoài (˚C) Hệ số φ phản ánh vị trí của kết cấu bao che so với không khí bên ngoài.

• φ = 1 - đối với tường bao tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời

• φ = 0,7 - đối với tường ngăn tiếp xúc với không gian không có điều hòa và phòng đệm tiếp xúc với không khí bên ngoài

• φ = 0 – đối với tường ngăn tiếp xúc với không gian có điều hòa

• φ = 0,8 - đối với trần có mái bằng tôn, ngói, fibro ximang có kết cấu kín

- Xác định hệ số truyền nhiệt qua tường, trần

Hệ số toả nhiệt bề mặt bên trong của kết cấu bao che được ký hiệu là αT, có đơn vị W/m².˚C, trong khi hệ số toả nhiệt bề mặt bên ngoài được ký hiệu là αN, cũng có đơn vị W/m².˚C Chiều dày của lớp vật liệu thứ i được ký hiệu là δi, tính bằng mét, và hệ số dẫn nhiệt của lớp vật liệu thứ i được ký hiệu là λi, có đơn vị W/m².˚C.

Bề mặt ngoài của kết cấu bao che tiếp xúc với không khí ngoài trời αN = 23,3 W/m 2 ˚C (tr51,[2])

Bề mặt ngoài kết cấu bao che tiếp xúc với không gian không điều hòa αN = 11,6 W/m 2 ˚C (tr51,[2])

Bề mặt trong của kết cấu bao che αN = 11,6 W/m 2 ˚C (tr53,[2])

Hệ số dẫn nhiệt của gạch xây tường: λg1 = 0.581 W/m.K (gạch rỗng, xây vữa nhẹ) (tr53,[2])

Hệ số dẫn nhiệt lớp vữa trát xi măng: λv = 0,93 W/m.K (tr53,[2])

Hệ số dẫn nhiệt của gạch xây sàn: λg2 = 0,814 W/m.K (tr53,[2])

Hệ số dẫn nhiệt của lớp bê tông: λbt = 1,547 W/m.K (tr53,[2])

Hệ số dẫn nhiệt của lớp thạch cao: λtc = 0,407 W/m.K (tr53,[2])

Nhiệt trở của lớp không khí Rkk = 0,189 m 2 K/W (tr52,[2])

- Kiểm tra đối với phòng 201

+ Tường bao phía Tây Bắc và Tây Nam của phòng dày 200 mm, 2 lớp vữa dày 10 mm và tiếp xúc trực tiếp với không khí ngoài trời

Hình 2 1 Kết cấu tường bao tb i g1 v

+ Tường ngăn phía Đông Nam của phòng dày 100 mm, lớp vữa dày 10 mm và tiếp xúc với không gian không điều hòa tn i g1 v

+ Hệ số truyền nhiệt qua trần bê tông dày 0,14m; lớp đệm không khí dày 0,56m; lớp laphong 0,05m; lớp vữa trát dày 0,04m và lớp gạch dày 0,01m

Hình 2 2 Kết cấu trần tr i g 2 v bt tc kk

Do phía trên trần là không gian có điều hòa nên Qtr = 0 kW

Tổn thất nhiệt do truyền qua kết cấu bao che của phòng 201

Kiểm tra tương tự cho các phòng khác, ta được bảng như sau

Bảng 2 10 Nhiệt truyền qua kết cấu bao che Q81

STT Tầng Tên phòng Ftb

2.2.8.2 Nhiệt truyền qua nền đất Q82 Để xác định nhiệt lượng truyền qua nền, chia nền thành 4 dãi, mỗi dãi rộng 2m theo hình vẽ

Hình 2 3 Cách phân chia dãi nền Theo cách phân chia này

Khi tính diện tích các dải, dải I ở các góc được tính 2 lần vì ở các góc nhiệt có thể truyền ra bên ngoài theo 2 hướng

Khi diện tích phòng nhỏ hơn 48m 2 thì có thể coi toàn bộ là dải I

Khi thực hiện việc chia phân dải, nếu không đủ 4 dải, cần ưu tiên theo thứ tự từ 1 đến 4 Chẳng hạn, nếu chỉ có 3 dải, dải ngoài cùng sẽ được xem là dải I, tiếp theo là dải II và dải III.

Tổn thất nhiệt qua nền do truyền nhiệt

Kiểm tra nhiệt truyền qua nền của phòng 101

Tổn thất do truyền nhiệt qua nền phòng 101

Tương tự, kiểm tra cho các phòng ở tầng 1 ta được bảng sau

Bảng 2 11 Nhiệt truyền qua nền đất Q82

STT Tầng Phòng Chức năng Diện tích Q82 (kW)

2.2.9 Nhiệt hiện và nhiệt ẩn do gió tươi mang vào Q 9

Phòng điều hòa cần được cung cấp đủ gió tươi để đảm bảo lượng oxy cần thiết cho người sử dụng Gió tươi từ bên ngoài sẽ mang theo nhiệt hiện Q9h và nhiệt ẩn Q9w, ảnh hưởng đến chất lượng không khí trong phòng.

- ρ = 1,2 kg/m 3 - khối lượng riêng của không khí tươi

- Cp= 1,01 kJ/kg.K – Nhiệt dung riêng

- r= 2500kJ/kg – Nhiệt ẩn hóa hơi

- dN, dT – dung ẩm, g/kg

- L= n.l – lưu lượng không khí, l/s l = 25 m 3 /h= 7 l/s – lượng khí tươi cần cho 1 người trong 1 giây (theo TCVN)

Suy ra: Q9h = 1,2.n.l.(tN- tT).10 -3 , kW

Tính toán nhiệt hiện và ẩn do gió tươi mang vào cho phòng 101

Với mật độ người 8 m 2 /người , diện tích F = 296 m 2 , tN = 34,6˚C, tT %˚C, dN = 26,06 g/kgkk, dT = 11,90 g/kgkk

Tương tự cho các phòng khác, ta được bảng sau

Bảng 2 12 Nhiệt do gió tươi mang vào phòng

Số người mỗi phòng (người)

Bảng 2 13 Tổng nhiệt thừa của các phòng sau khi tính toán

Xác định lượng ẩm thừa W T

2.3.1 Lượng ẩm do người tỏa ra W 1

Lượng ẩm do người tỏa ra được xác định theo công thức sau:

Lượng ẩm tỏa ra từ một người trong phòng được tính bằng công thức W1 = n.gn.10^-3, kg/h, trong đó n là số người trong phòng và gn là lượng ẩm do một người phát ra trong một đơn vị thời gian (kg/h) Giá trị gn phụ thuộc vào cường độ lao động và nhiệt độ phòng Tại nhiệt độ 25°C với cường độ lao động nhẹ, như ở cơ quan hay trường học, gn được chọn là 105 g/h.người.

Lượng ẩm thừa do người tỏa ra cho phòng làm việc 101:

W1 = n.gn = 30.105 10 -3 = 3,15 kg/h Tương tự cho các phòng khác, ta được bảng như sau

Bảng 2 14 Lượng ẩm do người tỏa ra W1

STT Tầng Tên phòng Chức năng Diện tích

2.3.2 Lượng ẩm bay hơi từ các sản phẩm W 2

Do tòa nhà với chứa năng văn phòng và trường học nên W2 = 0 kg/h

2.3.3 Lượng ẩm do bay hơi đoạn nhiệt từ sàn ẩm W 3

Lượng ẩm do bay hơi đoạn nhiệt được xác định cho những khu vực thường xuyên ẩm ướt như nhà giặt, nhà bếp và nhà vệ sinh Đối với các công trình văn phòng và trường học, giá trị W3 được thiết lập là 0 kg/h.

2.3.4 Lượng ẩm do hơi nước nóng mang vào W 4

Khi phòng có rò rỉ hơi nóng từ các nồi nấu, cần tính thêm lượng hơi ẩm thoát ra từ các thiết bị này Nếu công trình không có rò rỉ hơi nóng, lượng hơi ẩm thoát ra sẽ là W4 = 0 kg/h.

Kiểm tra đọc sương vách

Khi nhiệt độ vách tW thấp hơn nhiệt độ đọng sương của không khí tiếp xúc với nó thì sẽ xảy ra hiện tượng đọng sương trên vách đó

Trong các công trình làm lạnh, nhiệt độ bên ngoài luôn cao hơn nhiệt độ bên trong Điều này dẫn đến việc tT W > tT ≥ tT s, do đó không xảy ra hiện tượng đọng sương trên bề mặt vách trong.

N t s là nhiệt độ đọng sương vách ngoài, điều kiện để đọng sương: t s N  t N W

Theo phương trình truyền nhiệt, ta có:

= − Khi giảm t N W thì k tăng, khi giảm đến

N t s thì trên tường đọng sương, lúc đó ta được giá trị kmax Đối với tường không có không gian đệm max 23, 3.(34, 6 29, 28) k 12, 912

− W/m 2 K Đối với tường có không gian đệm max 11, 6.(34, 6 29, 28) k 6, 428

− W/m 2 K Để đảm bảo tường không bị đọng sương thì k < kmax Thật vậy, qua các kết quả tính toán đã trình bày ở phần trước ktrần = 3,29 W/m 2 K kkính = 0.973 W/m 2 K

Ta thấy rằng tất cả các bề mặt đều không bị đọng sương

THÀNH LẬP VÀ TÍNH TOÁN SƠ ĐỒ ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ

Thành lập sơ đồ điều hòa không khí

Sơ đồ điều hòa không khí là công cụ quan trọng để xác định các quá trình thay đổi trạng thái của không khí trên đồ thị I - d Nó được thiết lập dựa trên các thông số khí hậu ban đầu, cơ sở vật chất của công trình và kết quả tính toán cân bằng nhiệt của phòng Mục đích chính là xác định năng suất và các bước cần thiết để xử lý trạng thái không khí trước khi đưa vào phòng.

Sơ đồ điều hòa không khí có các loại: sơ đồ thẳng, sơ đồ điều hòa không khí một cấp, sơ đồ điều hòa không khí hai cấp

Công trình Trung tâm đào tạo nhân lực chất lượng cao HUTECH khối 15B đã áp dụng sơ đồ điều hòa không khí một cấp để tiết kiệm năng lượng Hệ thống này cho phép một phần gió từ không gian điều hòa được xử lý và trộn với gió tươi trước khi cấp trở lại vào phòng.

Hình 3 1 Sơ đồ điều hòa không khí một cấp

1 Cửa lấy gió 2.Cửa gió hồi 3 Buồng hòa trộn 4 Thiết bị xử lý nhiệt ẩm

5 Quạt cấp gió lạnh 6 Đường ống gió 7 Miệng thổi 8 Không gian điều hòa

9 Miệng hút 10.Đường gió hồi 11 Quạt gió hồi 12 Cửa thải gió

Nguyên lý làm việc: Không khí bên ngoài trời có trạng thái N(tN, φN) với lưu lượng

Hệ thống điều hòa không khí sử dụng van điều chỉnh để lấy gió vào buồng hòa trộn, nơi kết hợp với không khí hồi từ các miệng hồi gió Hỗn hợp này sau đó được xử lý để đạt trạng thái mong muốn và được quạt vận chuyển vào phòng Không khí ra khỏi miệng thổi có trạng thái nhận nhiệt và ẩm thừa, sau đó tự điều chỉnh về trạng thái ban đầu Một phần không khí sẽ được thải ra ngoài, trong khi phần lớn được quạt hồi gió hút về Ưu điểm của hệ thống là tận dụng nhiệt từ không khí tái tuần hoàn, giúp giảm năng suất lạnh và làm khô, đồng thời đảm bảo tính đơn giản, vệ sinh và kinh tế cao.

Nhược điểm của sơ đồ tái tuần hoàn không khí là chi phí đầu tư cao hơn so với sơ đồ thẳng Hệ thống này cần thiết phải có thiết bị sấy cấp 2 để đảm bảo không khí được sấy nóng khi không đáp ứng đủ tiêu chuẩn vệ sinh.

Tính toán sơ đồ điều hòa không khí

Các bước tính toán sơ đồ điều hòa

- 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;

- Xác định các điểm: T (tT; T), N (tN; N), G (24˚C; 50%);

- Kẻ đường TS song song với đường G-ESHF cắt φ 0% tại S

- Qua S kẻ đường song song với GSHF cắt đường NT tại H, ta xác định được điểm hoà trộn H

- Qua T kẻ đường song song với GSHF cắt đường SH tại O Khi bỏ qua tổn thất nhiệt

39 từ quạt gió và từ đường ống gió ta có V  O là điểm thổi vào

Hình 3 2 Sơ đồ điều hòa không khí một cấp Việc xác định các thông số tại các điểm nút được tiến hành như sau:

Thông số tại hai điểm N và T

Các công thức xác định năng suất các thiết bị

Năng suất gió thổi vào phòng

Nắng suất lạnh của thiết bị xử lí

− kW Năng suất làm khô của thiết bị xử lý

− kg/s Công suất nhiệt của thiết bị sấy cấp II (nếu có)

Các đặc trưng của sơ đồ điều hòa

3.2.1 Hệ số nhiệt hiện SHF (Sensible heat factor)

Hệ số nhiệt hiện SHF (Sensible heat factor) là tỷ số giữa tổng nhiệt hiện trên tổng nhiệt hiện và nhiệt ẩn h h 2 1 h v 2 1

Q = Qh + Qw – Nhiệt tổng, W t1, t2 - Nhiệt độ không khí đầu và cuối quá trình, ˚C

I1, I2 – Entanpi của không khí đầu và cuối quá trình, kJ/kg

3.2.2 Hệ số nhiệt hiện của phòng RSHF (Room sensible heat factor) hf hf hf wf f

Qhf – Tổng nhiệt hiện do bức xạ, truyền nhiệt qua kết cấu bao che và nhiệt do các nguồn nhiệt bên trong phòng tỏa ra, kW

Qwf – Tổng nhiệt ẩn toả ra từ phòng, kW

Qf là tổng nhiệt ẩn và nhiệt hiện từ bức xạ, cũng như quá trình truyền nhiệt qua cấu trúc bao che Nó bao gồm nhiệt lượng do các nguồn nhiệt phát ra trong phòng, và chính là tổng nhiệt thừa của phòng, được đo bằng kilowatt (kW).

3.2.3 Hệ số nhiệt hiện tổng GSHF (Grand sensible heat factor) h h h w

Qh - Nhiệt hiện mà không khí thải ra ở thiết bị xử lý không khí

Qw - Nhiệt ẩn mà không khí thải ra ở thiết bị xử lý không khí

3.2.4 Hệ số đi vòng BF

Khi không khí đi qua dàn lạnh, nếu quá trình tiếp xúc diễn ra tốt và thời gian tiếp xúc đủ lâu, không khí đầu ra sẽ đạt trạng thái bão hòa với độ ẩm φ = 100% Tuy nhiên, trong thực tế, trạng thái này thường không đạt được.

41 thái đầu ra thường không đạt trạng thái bão hoà, mà nằm trong khoảng φ = 90 ÷ 95% Trạng thái này được xem như là sự kết hợp của hai trạng thái: trạng thái ban đầu C và trạng thái bão hoà.

S Như vậy lượng không khí xử lý coi như được phân thành 2 dòng: một dòng đi qua dàn lạnh và trao đổi nhiệt ẩm và đạt trạng thái bão hoà, dòng thứ 2 đi vòng qua dàn và không trao đổi nhiệt ẩm

Hệ số đi vòng BF (Bypass factor) là tỷ lệ giữa lượng không khí đi qua dàn lạnh mà không thực hiện trao đổi nhiệt ẩm so với tổng lượng không khí đi qua dàn.

Gc – Lưu lượng không khí qua dàn lạnh nhưng không trao đổi nhiệt ẩm, kg/s

GS - Lưu lượng không khí có trao đổi nhiệt ẩm, kg/s

G - Tổng lưu lượng gió qua dàn, kg/s

3.2.5 Hệ số nhiệt hiện hiệu dụng ESHF (Effective sensible heat factor)

The Effective Sensible Heat Factor (ESHF) is defined as the ratio of the effective sensible heat (Qhef) to the total effective heat (Qef) This measurement is crucial for understanding the efficiency of heating systems.

Qhef = Qhf + BF.Q9h - Nhiệt hiện hiệu dụng của phòng

Qwef = Qwf + BF.Q9w - Nhiệt ẩn hiệu dụng của phòng

Qhf, Qwf - Nhiệt hiện và nhiệt ẩn thừa của phòng

Q9h, Q9w - Nhiệt hiện và nhiệt ẩn của không khí tươi cần nhả ra để đạt được trạng thái trong phòng

3.2.6 Nhiệt độ đọng sương của thiết bị t S

Nhiệt độ đọng sương của thiết bị là nhiệt độ tại đó hỗn hợp không khí tái tuần hoàn và không khí tươi tiếp tục được làm lạnh Điểm S, nơi đường ht cắt đường 0%, chính là điểm đọng sương, với nhiệt độ ts là nhiệt độ đọng sương của thiết bị.

Nhiệt độ đọng sương của thiết bị được xác định theo (tT; φT; hef), lấy theo bảng 4 -

3.2.7 Lưu lượng không khí qua dàn lạnh

*Hiệu nhiệt độ phòng và nhiệt độ thổi vào:

tVT < 10K: đạt yêu cầu vệ sinh

*Xác định lưu lượng không khí qua dàn lạnh

- Lưu lượng không khí qua dàn lạnh hef

Qhef – Nhiệt hiện hiệu dụng của phòng, kW tT, tS – Nhiệt độ trong phòng và nhiệt độ đọng sương,˚C

BF – Hệ số đi vòng

- Lưu lượng không khí tái tuần hoàn

LT = L - LN , l/s Với LN - Lưu lượng không khí tươi, l/s

- Lượng khí tươi cấp vào phòng:

Trong đó: n: Số người trong phòng mk: Khối lượng gió tươi cần thiết cung cấp cho 01 người trong một đơn vị thời gian, kg/người, giờ

Vk: Lượng không khí tươi cần cung cấp cho một người trong một đơn vị thời gian (tr22,[2]), m 3 /h.người ρ: Khối lượng riêng của không khí, ρ = 1,2 kg/m 3

Kiểm tra đối với phòng 101

- Xác định RSHF, GSHF và ESHF

Tổng nhiệt hiện do bức xạ, truyền nhiệt qua kết cấu bao che và nhiệt do các nguồn nhiệt bên trong phòng tỏa ra

Tổng nhiệt ẩn toả ra từ phòng Qwf = Q3w = 2,16 kW hf hf hf wf f

Hệ số đi vòng BF = 0,05 (tr66,[2])

Nhiệt hiện hiệu dụng của phòng

Nhiệt ẩn hiệu dụng của phòng

Qwef = Qwf + BF.Q9w = 2,16 + 0,05.11,00 = 2,71 kW hef hef ef hef wef

Nhiệt độ đọng sương của thiết bị ts: Nhiệt độ đọng sương của thiết bị được xác định theo tT = 25˚C; φT = 60%; ESHF = 0,89, tra bảng 4 - 4 (tr68,[2]), ta được ts = 16,15˚C

Lưu lượng không khí qua dàn lạnh hef

Lưu lượng khối lượng: G = 0,0012.L = 0,0012.2149,59 = 2,58 kg/s

Lưu lượng không khí tươi cấp vào phòng

GN = n.mk = n.ρk.Vk = 37.1,2.25 = 1100 kg/h = 0,31 kg/s Thông số tại các điểm N, T và G

Trong nhà: tT = 25˚C, φT = 60% Điểm gốc G: tG = 24˚C, φG = 50%

Hình 3 3 Biểu diễn sơ đồ trên đồ thị t-d

Từ đồ thị đã dựng, ta xác định được: IH = 61,5 kJ/kg, IO = 46 kJ/kg

Năng suất lạnh của thiết bị xử lý không khí :

Q0 = G.(IH-IO) = 2,58.(61,5 – 46) = 39,98 kW Tính toán tương tự cho các phòng khác, ta được bảng sau

Bảng 3 1 Thông số RSHF, GSHF, ESHF và nhiệt độ đọng sương

Bảng 3 2 Tải lạnh tính toán, lưu lượng gió và nhiệt độ gió thổi vào phòng

STT Tầng Phòng Diện tích

Số người G (kg/s) GN (kg/s) Q0 (kW) tV (˚C)

Qua bảng 3.2, ta thấy tỉ lệ gió tươi và nhiệt độ gió thổi đều đạt điều kiện

Chúng tôi đã sử dụng phần mềm Heatload Daikin để tính toán tải lạnh và xây dựng bảng so sánh kết quả như sau: Bảng 3.3 trình bày sự so sánh tải lạnh từ các kết quả tính toán với phần mềm Heatload.

STT Tầng Phòng Q0 (kW) Độ chênh lệch (%) Kết luận Tính toán Heatload

11 3 Thư viện 191,00 213,34 10 Chấp nhận được

Phần mềm Heatload được thiết kế để tính toán tải đỉnh của phòng với độ chênh lệch chấp nhận được khoảng 15% Nếu độ sai lệch tải dưới 15% thì có thể coi là hợp lý, nguyên nhân có thể do việc nhập thông số chưa chính xác hoặc sai sót trong quá trình đo đạc kích thước Sau khi xác định được năng suất lạnh yêu cầu, cần lựa chọn máy móc để đối chiếu với thiết bị đã được thiết kế trong bản vẽ.

KIỂM TRA CHỌN MÁY VÀ THIẾT BỊ CHO HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ

Chọn hãng sản xuất

Hệ thống điều hòa không khí VRV-IV của Daikin được sử dụng cho công trình, vì vậy chúng ta cần tham khảo catalogue và lựa chọn máy từ hãng Daikin Để đảm bảo quá trình chọn máy diễn ra thuận lợi và chính xác, phần mềm hỗ trợ VRV Xpress sẽ được sử dụng.

Công trình HUTECH đã lắp đặt dàn lạnh giấu trần nối ống gió, với bố trí hợp lý trên bản vẽ Do đó, cần kiểm tra xem công suất máy có đáp ứng yêu cầu hay không.

Ta cũng sẽ chọn loại dàn lạnh giấu trần nối ống gió và đặt tên các dàn lạnh tương ứng trên bản vẽ để dễ dàng kiểm tra

Dưới đây là bảng liệt kê thông số máy trên bản vẽ thiết kế

Bảng 4 1 Thông số máy trên bản vẽ thiết kế

STT Loại Model Công suất (kW) Số lượng

1 Dàn lạnh giấu trần nối ống gió FXMQ80PVE 9,0 37

2 Dàn lạnh giấu trần nối ống gió FXMQ100PVE 11,2 37

3 Dàn lạnh giấu trần nối ống gió FXMQ125PVE 14 260

4 Dàn lạnh giấu trần nối ống gió FXMQ140PVE 16 3

5 Dàn lạnh treo tường Không có thông tin 3,5 1

Với năng suất lạnh đã tính toán ở phần trước, kết hợp tra catalogue của hãng, ta chọn được dàn lạnh cho các phòng như sau

Bảng 4 2 Chọn dàn lạnh cho tầng 1

Tên dàn lạnh Model Công suất (kW)

IDU-T1-13 FXMQ140PAVE 16,0 IDU-T1-14 FXMQ140PAVE 16,0

6 Hành lang 243 IDU-T1-15 FXMQ140PAVE 16,0

Phòng Diện tích (m 2 ) Tên dàn lạnh Model Công suất (kW)

Bảng 4 5 Chọn dàn lạnh cho tầng 4→13

IDU-T4-13 FXMQ100PAVE 11,2 IDU-T4-14 FXMQ100PAVE 11,2 IDU-T4-15 FXMQ125PAVE 14,0 IDU-T4-16 FXMQ125PAVE 14,0

IDU-T4-03 FXMQ125PAVE 14,0 IDU-T4-04 FXMQ125PAVE 14,0

Chọn dàn nóng cho hệ thống, sử dụng phần mềm hỗ trợ VRV Xpress

Bảng 4 6 Chọn dàn nóng bằng phần mềm VRV Xpress

Tầng Phòng Tổng công suất dàn lạnh (kW)

Tổng công suất dàn nóng (kW)

Cụm dàn nóng Model dàn nóng

Thư viện 90 90,8 ODU-T3-01 RXQ32TANYM

Thư viện 144 146,2 ODU-T3-03 RXQ52TANYM

(*): Đối với phòng 202, một số dàn lạnh sẽ kết nối với dàn nóng ODU-T2-02, số còn lại sẽ kết nối dàn nóng ODU-T3-02

4.3 Kiểm tra công suất máy

Sau khi chọn máy theo năng suất lạnh tính toán, đối chiếu với máy của bản vẽ thiết kế, ta lập được bảng so sánh sau đây

Bảng 4 7 Kiểm tra việc chọn máy từ kết quả tính toán với bản vẽ

Hợp lí Bản vẽ FXMQ125PAVE 14,0 2

23 4→13 412 Chọn FXMQ80PAVE 9,0 1 Hợp lí

Qua bảng so sánh trên, ta có nhận xét như sau:

Hầu hết các phòng đã được trang bị máy với công suất đầy đủ, tuy nhiên khu vực hành lang tầng 1 thiếu khoảng 3kW theo bản vẽ, điều này có thể chấp nhận được.

Một số phòng có sự khác biệt trong việc lựa chọn máy lạnh giữa tính toán và bản vẽ Tuy nhiên, người thiết kế thường tăng tải lạnh cho không gian điều hòa từ 1,2 đến 1,5 lần để dự phòng cho các tình huống xấu, như khi phòng bên cạnh gặp sự cố về máy.

Kiểm tra chọn thiết bị cho hệ thống

4.3.1 Kiểm tra chọn bộ chia gas REFNET Joint

Khi kiểm tra bộ chia gas, cần chú ý chọn bộ chia gas cho hai vị trí quan trọng: bộ chia gas nhánh đầu tiên kết nối với dàn nóng và bộ chia gas cho các đoạn ống trong nhánh ống kết nối với các dàn lạnh.

Trong tài liệu Hướng dẫn lắp đặt hệ thống VRV của Daikin [3] có thể hiện rõ như sau

*Đối với bộ chia gas nhánh đầu tiên

Bảng 4 8 Bộ chia gas nhánh đầu tiên

Công suất dàn nóng (HP) Tên bộ chia

*Bộ chia gas cho các đoạn ống

Bảng 4 9 Bộ chia gas cho các đoạn ống

Công suất danh định dàn lạnh Tên bộ chia

4.3.2 Kiểm tra kích cỡ ống

Bảng 4 10 Kích cỡ ống đồng dàn nóng

Công suất dàn nóng (HP) Đường kính ngoài của ống (mm) Ống hơi Ống lỏng

Bảng 4 11 Kích cỡ đường ống dàn lạnh

Công suất danh định của dàn lạnh Đường kính ngoài của ống (mm) Ống hơi Ống lỏng

4.3.3 Kiểm tra đường ống xả nước ngưng

- Kích thước ống nước ngưng từ dàn lạnh ra ống góp lấy theo các số liệu trong catalogue

- Theo tài liệu hướng dẫn lắp đặt hệ thống VRVcủa Daikin thì mỗi công suất 1HP sẽ ngưng tụ lượng nước 6 lít/h

- Chọn đường kính theo lượng nước ngưng tụ của tất cả các dàn lạnh nối vào ống xả gộp

- Theo tài liệu hướng dẫn lắp đặt hệ thống VRVcủa Daikin thì mỗi công suất 1HP sẽ ngưng tụ lượng nước 6 lít/h;

- Trong tòa nhà này, do giới hạn chiều cao của trần giả nên ta chọn độ dốc đường ống ngang là 1%

PVC Đường kính trong ống PVC (mm)

Danh mục JIS Đường kính trong ống VP (mm)

Lưu lượng nước xả cho phép (l/hr)

PVC25 19 VP20 20 220 (Giá trị tham khảo)

Không thể dùng để làm ống xả gộp

Có thể dùng để Làm ống xả gộp

59 Đối chiếu với bảng dự toán thiết bị có trên bản vẽ, ta thấy việc lựa chọn thiết bị đã phù hợp

Phần tính toán kiểm tra hệ thống thông gió sẽ được trình bày ở chương tiếp theo

PVC Đường kính trong ống

Danh mục JIS Đường kính trong ống VP (mm)

Lưu lượng nước xả cho phép (l/hr)

PVC25 19 VP20 20 39 27 (Giá trị tham khảo) Không thể dùng để làm ống xả gộp

Có thể dùng để làm ống xả gộp

TÍNH TOÁN KIỂM TRA HỆ THỐNG THÔNG GIÓ

Mục đích, phân loại và phương pháp kiểm tra

Hệ thống thông gió đóng vai trò quan trọng trong các công trình, bên cạnh điện, nước, phòng cháy chữa cháy và điều hòa không khí Chức năng chính của hệ thống này là thay thế không khí ô nhiễm trong phòng bằng không khí mới từ bên ngoài, đảm bảo môi trường sống trong lành và thoải mái.

Hệ thống thông gió hiệu quả giúp giảm đáng kể chi phí năng lượng cho tòa nhà Trong khi các công trình ở phương Tây thường thiết kế để đón nắng và kín gió, thì ở Việt Nam, các công trình cần chú trọng vào việc tránh nắng và đảm bảo thông thoáng.

Có nhiều cơ sở để phân loại hệ thống thông gió, hiện nay người ta chia làm các kiểu như sau

- Theo hướng chuyển động của gió

Thông gió kiểu thổi là phương pháp cung cấp không khí sạch vào phòng, đồng thời đẩy không khí ô nhiễm ra ngoài qua các khe hở nhờ vào sự chênh lệch cột áp.

Hệ thống thông gió kiểu hút hoạt động bằng cách loại bỏ không khí ô nhiễm trong phòng, đồng thời cho phép không khí sạch từ bên ngoài tràn vào qua các khe hở nhờ vào sự chênh lệch áp suất.

+Thông gió kết hợp: kết hợp cả hút xả lẫn thổi vào phòng, đây là phương pháp hiệu quả nhất

-Theo động lực tạo ra thông gió

Thông gió tự nhiên là quá trình trao đổi không khí giữa bên trong và bên ngoài ngôi nhà, diễn ra nhờ sự chênh lệch cột áp Chênh lệch cột áp này thường xảy ra do sự khác biệt về nhiệt độ, điều này là phổ biến nhất trong các hiện tượng thông gió.

+Thông gió cưỡng bức: quá trình thông gió thực hiện bằng quạt

-Theo phương pháp tổ chức

Thông gió tổng thể là hệ thống thông gió được thiết kế để phục vụ toàn bộ không gian của phòng hoặc công trình, giúp đảm bảo không khí trong lành và thoáng đãng Trong khi đó, thông gió cục bộ tập trung vào việc thông gió cho những khu vực nhỏ đặc biệt, thường là những nơi có sự sinh ra các chất độc hại lớn, nhằm bảo vệ sức khỏe người sử dụng và cải thiện chất lượng không khí.

Việc tính toán kiểm tra hệ thống thông gió cho tòa nhà được thực hiện theo phương pháp ma sát đồng đều

Phương pháp ma sát đồng đều được sử dụng trong thiết kế đường ống gió bằng cách chọn tổn thất áp suất ma sát trên mỗi mét ống là như nhau cho tất cả các đoạn ống Phương pháp này phù hợp với các công trình có vận tốc gió thấp và được nhiều nhà thiết kế áp dụng trong quá trình thiết kế.

Để thiết kế hệ thống thông gió hiệu quả, trước tiên cần kiểm tra lưu lượng gió cho từng không gian Tiếp theo, xác định tốc độ gió phù hợp để tính toán tiết diện cho đoạn ống gió chính Cuối cùng, dựa vào lưu lượng gió ở các ống nhánh, xác định tiết diện và tốc độ gió cho từng ống nhánh.

Tính toán kiểm tra hệ thống cấp gió tươi

5.2.1 Xác định lưu lượng gió cho từng không gian

Lưu lượng gió cho không gian điều hòa được xác định theo công thức sau

Gc - 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 : khối lượng riêng của 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 trong không gian điều hòa, với n là số người Lượng gió cần cung cấp cho mỗi người trong một đơn vị thời gian được tính bằng kg/s.

Lưu lượng không khí tươi cần thiết cho một người trong một giờ không được dưới 10% của Gc khi bổ sung vào phòng Do đó, nếu lưu lượng gió tươi tính toán được nhỏ hơn 10% của Gc, thì cần lấy lưu lượng gió tươi tối thiểu là 10% Gc.

Vì vậy, lượng gió tươi cấp vào: GN = 0,1.GC ,m 3 /h

G = G − G ,m 3 /h Tính toán lưu lượng gió tươi cấp cho phòng 101 và 103

Phòng 101 có QT = 32,07 kW và IT – IV = 61,5 – 46 = 15,5 kJ/kg

Lượng gió tươi vào phòng

GN101 = n.LN = 37.25 = 925 m 3 /h Lưu lượng gió hồi

GT = GC – GN = 6207 - 925 = 5282 m 3 /h Phòng 103 có QT = 29,99 kW và IT – IV = 62 – 46 = 16 kJ/kg

Lượng gió tươi vào phòng

GN103 = n.LN = 33.25 = 825 m 3 /h Lưu lượng gió hồi

GT = GC – GN = 5623 - 825 = 4798 m 3 /h Vậy lưu lượng gió tươi cần cấp cho kênh gió phòng 101 và 103

GN1 = GN101 + GN103 = 925 + 825 = 1750 m 3 /h Để đề phòng trường hợp thiếu gió, ta nhân thêm hệ số dự phòng k = 1,2  1,5

Do đó lưu lượng gió cần cấp cho kênh gió phòng 101 và 103 là

5.2.2 Xác định kích thước đường ống gió

Tiết diện đường ống gió: lt

Flt: Tiết diện đường ống gió (dài x rộng), m 2 G: lưu lượng gió đi trong ống, m 3 /h;

63 ω: Vận tốc gió được chọn đi trong ống, m/s

Sử dụng phần mềm Duct Checker Pro để xác định kích thước ống và vận tốc gió thực tế Tính cho trục cấp gió tươi vào phòng 101 và 103:

Tổng lưu lượng gió tươi GN = 2380 (m 3 /h) và vận tốc gió sơ bộ là ω =6 m/s (tr176,[2])

Tổng cộng 2 phòng có 12 dàn lạnh, lưu lượng mỗi miệng là G1mieng = G N 2380 199

12 = 12 = m 3 /h Tính ví dụ cho đoạn ống Quạt – A

Tốc độ gió lý thuyết: ω = 6 m/s

Sử dụng phần mềm Duct Checker Pro, ta lấy được kích thước ống là 550x200 mm, với vận tốc thực ω = 4,42 m/s

Tương tự, ta sẽ tính cho các đoạn ống còn lại và lập được bảng sau

Bảng 5 1 Thông số kích thước chọn ống cấp gió tươi cho phòng 101 và 103

Lưu lượng Tiết diện Kích thước (mm)

Hình 5 1 Kênh gió cấp của phòng 101 và 103

5.2.3 Xác định tổn thất trên đường ống gió

Tổn thất áp suất trên đường ống gió chia làm 2 thành phần ms cb p p p

 - trở kháng ma sát trên đường ống, Pa p cb

 - trở kháng cục bộ trên các phụ kiện đường ống ( tê, cút, gót, giày, )

* Tổn thất áp suất do ma sát  P ms

Trở kháng ma sát của đoạn ống gió được xác định theo công thức ms i p l p

Trong đó: l – chiều dài đường ống gió ,m p 1

 - tổn thất áp suất trên 1 mét ống, Pa/m

Tính toán tổn thất áp suất cho ống gió tươi trong phòng 101 và 103 cho thấy đoạn ống dài nhất và có tổn thất áp suất lớn nhất là đoạn từ quạt đến nhánh cuối cùng (đoạn A-D-2).

Bảng 5 2 Thông số ống gió tươi của phòng 101 và 103

STT Đoạn ống Tiết diện ống (m 2 )

Để tính toán tổn thất ma sát cho ống mềm Φ150 3,13 1,607, cần lựa chọn giá trị tổn thất áp suất ma sát cho 1 mét ống và giữ nguyên để áp dụng cho toàn bộ hệ thống Việc chọn giá trị  p i quá lớn sẽ khiến ống nhẹ nhưng độ ồn cao, yêu cầu quạt công suất lớn; ngược lại, nếu chọn  p i quá nhỏ, ống sẽ cồng kềnh nhưng độ ồn thấp và quạt yêu cầu cột áp nhỏ Các chuyên gia khuyến nghị nên chọn giá trị p i là 0,8 1.

 =  Pa/m, như vậy ta sẽ chọn  = p i 1Pa/m

Tra catalogue ống gió mềm Remak [4] với bảng tổn thất áp suất của ống gió mềm vận tốc 2,26 m/s và đường kính ϕ150 mm, ta được  = p i 1, 4Pa/m ms i p l p (3,181 4, 657 9,392 7, 458 5,814 1,319).1 1, 607.1, 4 34,1

* Tổn thất áp suất do ma sát  P cb

Tổn thất cục bộ được tính theo công thức

∆p - tổn thất trở cục bộ, N/m 2

66 ξ - hệ số trở cục bộ ρ - khối lượng riêng của không khí ρ = 1,2 kg/m 3 ω - tốc độ gió qua chi tiết tính toán, m/s

Hệ số trở cục bộ ξ được xác định dựa trên từng chi tiết cụ thể Trong công trình này, số chi tiết gặp tổn thất trong giáo trình còn hạn chế về chiều chuyển động của dòng không khí và hình dạng không phù hợp Để thuận tiện cho việc tính toán, nhóm sẽ sử dụng phần mềm ASHRAE Duct Fitting Database để tính toán tổn thất cục bộ của các chi tiết.

Bảng 5 3 Các chi tiết tổn thất cục bộ

STT Tên chi tiết Viết tắt Hình dạng

Gót giày và thu lại

Chạc ba tiết diện chữ nhật

Bảng 5 4 Tổn thất cục bộ qua các chi tiết

STT Vị trí Chi tiết

Kích thước ống vào (mm)

Kích thước ống ra (mm)

Kích thước ống nhánh (mm)

Tổn thất áp ống chính (Pa)

Vậy tổng tổn thất cục bộ trên đường cấp gió tươi  p cb = + + + + + 1 1 1 1 8 16 1 1 30 + + = Pa

5.2.4 Tính kiểm tra miệng gió

Miệng thổi là thiết bị cuối cùng trong hệ thống ống gió, có vai trò quan trọng trong việc cung cấp và khuếch tán không khí vào phòng, giúp phân phối đều không khí điều hòa Sau khi được phân phối, không khí sẽ được đưa qua miệng hút để tái tuần hoàn về thiết bị xử lý không khí Các loại miệng thổi và miệng hút rất đa dạng, được phân loại dựa trên hình dáng, vị trí lắp đặt, công dụng và khả năng phân bố cũng như tốc độ không khí.

Ngoài ra khi thiết kế miệng gió cần phải đảm bảo các yêu cầu về thẩm mỹ, không gây ồn, nhẹ và chí phí lắp đặt hợp lí

Công trình văn phòng và phòng học được thiết kế với trần giả có độ cao từ 2800 đến 3600mm, yêu cầu sử dụng miệng thổi có khả năng khuếch tán rộng Việc lắp đặt miệng gió khuếch tán gắn trần là hợp lý và đáp ứng đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật.

Miệng gió khuếch tán là loại miệng thổi phổ biến nhất nhờ thiết kế đơn giản và bền đẹp, phù hợp với nhiều loại trần Khi không khí đi qua miệng thổi, nó được khuếch tán theo nhiều hướng, giúp nhiệt độ trong không gian trở nên đồng đều.

*Lựa chọn miệng gió cho kênh gió phòng 101 và 103

Với lưu lượng qua mỗi miệng gió phòng 101 là 154,17 m 3 /h; lưu lượng mỗi miệng gió phòng 103 là 137,5 m 3 /h; một miệng gió đặt ngoài trời có lưu lượng là 1750 m 3 /h

Tốc độ ở các miệng thổi lấy định hướng như sau: miệng thổi đặt ở vùng làm việc

 =  m/s; đặt trên cao 23m thì  = 1, 5 3  m/s; đặt trên cao 3m thì lấy  = 3 4 m/s (tr295,[1])

Tra catalogue miệng gió của hãng REETECH [5] và dựa theo lưu lượng gió của dàn lạnh, ta có thể tham khảo chọn miệng gió như sau

Bảng 5 5 Thông số của miệng gió tươi phòng 101 và 103

STT Vị trí Loại miệng gió

Kích thước cổ miệng gió (mm)

Tổn thất áp suất (Pa)

Ngoài việc tính toán tổn thất áp suất, cần xem xét ảnh hưởng của van điều chỉnh gió tròn kết nối với ống mềm Dựa vào catalogue van gió của hãng REETECH và các thông số lưu lượng đã đề cập, chúng ta có thể lựa chọn van điều chỉnh gió phù hợp.

- Phòng 101: van gió tròn DGD-150 tay gạt R75, tổn thất áp suất 2 Pa

- Phòng 103: van gió tròn DGD-150 tay gạt R75, tổn thất áp suất 2 Pa

Tổn thất áp suất do miệng gió (chỉ tính miệng gió ngoài trời) p cb 37, 76

Tổng tổn thất áp suất trên đường ống gió  =  p p ms +  p cb = 34,1 30 37, 76 101,86 + + = Pa Để đảm bảo về mặt tính toán, ta nhân thêm hệ số an toàn k = 1,25

Tổng tổn thất áp suất trên đường ống  = p 101,86.1, 25 127, 325 = Pa, lấy tròn  = p 132Pa

5.2.5 Tính kiểm tra chọn quạt Đề xuất 2 phương pháp chọn quạt sau

- 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

- Sử dụng phần mềm để chọn quạt với các thông số lưu lượng gió và cột áp

Sử dụng phương án 2 để lựa chọn quạt một cách nhanh chóng và chính xác, cụ thể ở đây đã sử dụng phần mềm FANTECH

Với kênh cấp gió phòng 101 và 103 có lưu lượng GN = 2380 m 3 /h và  = p 132Pa

Tra phần mềm chọn quạt FANTECH, ta chọn được quạt có thông số như hình dưới đây

Hình 5 2 Chọn quạt cấp gió tươi bằng phần mềm FANTECH Thông số quạt chọn được như sau

Bảng 5 6 Thông số quạt của kênh gió tươi phòng 101 và 103

STT Tầng Kênh Hạng mục Model

Tốc độ (rpm) Điện áp (V)

Quạt gió tươi AP0504AP5/12 có thông số kỹ thuật 2412 137 0,37 1440 415 Để kiểm tra tính tương tự cho các kênh cấp gió tươi khác, chúng ta cần lập bảng so sánh giữa kích thước ống gió, miệng gió và lựa chọn quạt kênh gió tươi dựa trên tính toán và thực tế trên bản vẽ.

Bảng 5 7 Kết quả kiểm tra kích thước ống gió, miệng gió cấp gió tươi giữa tính toán và thực tế bản vẽ

Tầng Nhánh Kích thước ống chính

Kích thước miệng gió trong

Kích thước miệng gió ngoài

Tính toán Bản vẽ Tính toán Bản vẽ Tính toán Bản vẽ Tính toán Bản vẽ 550x250 650x200 Φ150 Φ150 MC4: 300x300 450x450 MSA: 1350x300 1350x250

Theo bảng trên, kích thước đường ống gió tương đối chính xác giữa tính toán và bản vẽ, nhưng có sự sai lệch ở kích thước miệng gió tại các phòng làm việc, cụ thể là miệng gió được chọn có kích thước nhỏ hơn so với bản vẽ.

Tầng Nhánh Model Lưu lượng (m 3 /h) Cột áp (Pa)

Bản vẽ Không có thông tin 2400 200

Kết quả từ bảng so sánh cho thấy rằng việc tính toán kích thước đường ống gió, ống mềm, chọn kích thước miệng gió và quạt cấp gió có một số sai số nhỏ, nhưng vẫn trong mức chấp nhận được Những sai lệch này chủ yếu do quá trình tính toán sử dụng phần mềm và làm tròn số.

Tính toán kiểm tra kênh hút khói hành lang

Hệ thống hút khói độc ra ngoài giúp tạo điều kiện cho người dân có thể thoát hiểm an toàn qua thang máy và thang thoát hiểm, từ đó bảo vệ tính mạng con người trong những tình huống khẩn cấp.

Ngăn chặn khói xâm nhập vào các khu vực chứa thiết bị giá trị như phòng máy và các thiết bị nhạy cảm là cần thiết để giảm thiểu thiệt hại tài sản.

5.3.2 Các yêu cầu chung hút khói hành lang

Yêu cầu thiết kế hệ thống hút khói hành lang dựa trên mục 6 TCVN-5687 [7]

- Cần phải thiết kế hút khói cho hành lang có độ dài trên 15m mà không có chiếu sáng tự nhiên

- Cửa hút khói đặt trên trần hành lang hoặc trần sảnh, và chiều dài hành lang do 1 cửa hút khói đảm nhiệm không được quá 30m

- Trên nhánh hút khói của hành lang hay sảnh cho phép đấu nối không quá hai cửa hút khói trên một tầng

5.3.2 Xác định lưu lượng gió

Theo tiêu chuẩn CP 13 : 1999 Singapore [8], hệ số trao đổi không khí hành lang khi xảy ra sự cố ACH = 10 (Air Change per Hour)

Lưu lượng không khí thải

ACH – hệ số trao đổi không khí (lần/h)

GEX = 10.874,8 = 8748 (m 3 /h) Với thiết kế 2 đường ống gió thải, nên lưu lượng mỗi đường ống là

Sử dụng phần mềm Duct Checker Pro xác định kích thước ống gió 550x250 mm, vận tốc gió thực tế ωtt = 8,84 m/s

+ Gió được hút qua trần bằng 2 miệng hút, lưu lượng mỗi miệng hút

Tra catalogue miệng gió ASLI [6], chọn được miệng gió có thông số như sau

Bảng 5 9 Chọn miệng gió thải tầng 1

Bảng 5 10 Tính toán ống gió hút khói hành lang tầng 1

Hình 5 3 Kênh hút khói hành lang tầng 1

5.3.2 Tính tổn thất áp suất

*Tổn thất do ma sát đường ống ms i p l p

Bảng 5 11 Thông số ống gió hút khói hành lang tầng 1

Tổn thất áp suất (Pa/m)

Tra catalogue ống gió mềm Remak, với ϕ300mm và vận tốc gió 8,59 m/s; tổn thất áp suất p i 4Pa / m

Vậy tổn thất áp suất do ma sát của đường ống ms i p l p (16,95 1, 2 0, 76 2, 05).1 47, 6.6 2, 2.4 315,36

*Tổn thất áp suất cục bộ  p cb

Trên đường ống thải có các chi tiết gây tổn thất cục bộ như sau

Bảng 5 12 Các chi tiết xảy ra tổn thất cục bộ trên đường ống

Tròn chuyển sang chữ nhật

Co 90˚, tiết diện chữ nhật

Sử dụng phần mềm Duct Fitting Database, ta tính ra được các tổn thất cục bộ và được trình bày như bảng dưới đây

Bảng 5 13 Tổn thất cục bộ do các chi tiết

Vậy tổn thất áp suất cục bộ do các chi tiết  p cb = + + 2 1 26 12 12 + + = 53Pa

Tổng tổn thất áp suất trên ống thải gió  = p 30, 411 315, 36 53 + + = 398, 771Pa Để đảm bảo, ta nhân thêm hệ số k = 1,1

Vậy tổng tổn thất áp suất  = p 1,1.398, 771 = 438, 6481Pa, lấy tròn số  = p 440Pa

5.3.3 Tính kiểm tra chọn quạt

Sau khi đã có lưu lượng gió thải GEX = 8748 m 3 /h và  = p 440Pa

Ta sử dụng phần mềm FANTECH để chọn quạt, ta chọn được quạt có thông số dưới đây

Hình 5 4 Chọn quạt hút khói hành lang Bảng 5 14 Thông số quạt hút khói hành lang tầng 1

STT Tầng Kênh Hạng mục Model

Bảng 5 15 Kiểm tra kích thước ống gió, miệng gió hạng mục hút gió hành lang tầng 1

Bảng 5 16 Kiểm tra chọn quạt giữa tính toán và thực tế bản vẽ

Hạng mục Model Lưu lượng

Cột áp (Pa) Kết luận Hút khói hành lang

Tính toán kiểm tra thông gió nhà vệ sinh

Thông gió trong nhà vệ sinh không chỉ giúp hạn chế mùi khó chịu lan sang các khu vực xung quanh mà còn giảm thiểu nồng độ các chất độc hại phát sinh từ không gian này.

Khu vực nhà vệ sinh cần được trang bị quạt hút để thải gió, đảm bảo lưu lượng gió hút lớn hơn lưu lượng gió cấp nhằm duy trì áp âm Đối với các nhà vệ sinh trong công trình, gió tươi sẽ được hút vào phòng qua các cửa thông gió nhờ chênh lệch áp suất giữa trong và ngoài nhà Do đó, việc tính toán hệ thống hút gió thải cho nhà vệ sinh là rất cần thiết để đáp ứng yêu cầu này.

Trong các khu nhà vệ sinh, việc kiểm tra hệ thống hút gió thải là rất quan trọng Hệ thống này đã được thiết kế sẵn với các ống gió và miệng hút phù hợp, giúp hút gió thải hiệu quả Gió thải được dẫn vào ống gió và thoát ra ngoài môi trường qua miệng louver ở mỗi tầng nhờ vào quạt hút.

Tính toán kiểm tra hệ thống thông gió nhà vệ sinh tầng 1

Thể tích khu vực nhà vệ sinh

Kích thước ống mềm (mm)

Kích thước miệng gió (mm) Kết luận Tính toán Bản vẽ Tính toán Bản vẽ Tính toán Bản vẽ

- Nhà vệ sinh nữ: Vwcnu = 11,5.3,4 = 39,1 m 3

- Nhà vệ sinh nam Vwcnam = 15.3,4 = 51 m 3

5.5.1 Xác định lưu lượng gió thải từ nhà vệ sinh

Theo tiêu chuẩn CP 13 : 1999 Singapore, hệ số trao đổi không khí ACH = 10 (Air Change per Hour)

Lưu lượng không khí được hút từ nhà vệ sinh

ACH – hệ số trao đổi không khí (lần/h)

V - thể tích phòng (m 3 ) m – hệ số an toàn, m= 1,1

GWC = 10.(39,1 + 51) = 901 (m 3 /h) Vận tốc gió cho nhà vệ sinh ω = 3 m/s (tr368-369,[1])

Tiết diện ống gió F lt G WC 901 0, 08

Sử dụng phần mềm Duct Checker Pro xác định kích thước ống gió 300x200 mm, vận tốc gió thực tế ωtt = 4,17 m/s

Gió được hút qua trần bằng 3 miệng hút, lưu lượng mỗi miệng hút wc 1wc

Tra catalogue miệng gió ASLI [6], ta chọn được miệng gió sau

Bảng 5 17 Chọn miệng gió thải nhà vệ sinh tầng 1

Bảng 5 18 Tính toán đường ống gió thải nhà vệ sinh tầng 1

Hình 5 5 Kênh gió thải nhà vệ sinh tầng 1

5.5.2 Tính tổn thất áp suất

*Tổn thất do ma sát đường ống ms i p l p

Bảng 5 19 Thông số đường ống gió thải nhà vệ sinh tầng 1

Tương tự như kênh gió tươi, tổn thất do áp suất dọc theo đường ống  = p i 0,8 1  Pa/m, như vậy ta sẽ chọn  = p i 1Pa/m

Tra catalogue ống gió mềm Remak với ϕ200 mm và vận tốc gió 2,65 m/s; tổn thất áp suất p i 2

Vậy tổn thất áp suất do ma sát của đường ống ms i p l p (7,179 0, 73 0, 287).1 2,9.2 14

*Tổn thất áp suất cục bộ  p cb

Trên đường ống thải có các chi tiết gây tổn thất cục bộ như sau

Bảng 5 20 Các chi tiết xảy ra tổn thất cục bộ trên đường gió thải nhà vệ sinh tầng 1

Sử dụng phần mềm Duct Fitting Database, ta tính ra được các tổn thất cục bộ và được trình bày như bảng dưới đây

Bảng 5 21 Tổn thất cục bộ do các chi tiết trên đường ống gió thải nhà vệ sinh tầng 1

Vậy tổn thất áp suất cục bộ do các chi tiết  p cb = + + + + = 3 3 4 2 2 14Pa

Tổng tổn thất trên đường ống  = p 30, 411 14 14 + + = 58, 411Pa Để đảm bảo, ta nhân với hệ số k = 1,1

Vậy tổng tổn thất  = p 58, 411.1,1 = 64, 25Pa, lấy tròn số  = p 65Pa

5.5.3 Tính kiểm tra chọn quạt Ở phần trên, ta đã tính toán kiểm tra cho nhà vệ sinh của tầng 1 Trong công trình này, ống gió thải nhà vệ sinh mỗi tầng sẽ được kết nối với trục thải gió nhà vệ sinh đã được xây dựng sẵn với kích thước 350x200 mm

Với đặc điểm mỗi miệng hút sẽ gắn 1 quạt hút: lưu lượng G1WC = 300m 2 /h và tổn thất áp suất  = p 65Pa

Ta sử dụng phần mềm FANTECH và chọn được quạt dưới đây

Hình 5 6 Chọn quạt hút gió thải nhà vệ sinh tầng 1

Bảng 5 22 Thông số quạt hút gió thải nhà vệ sinh tầng 1

Tầng Kênh Hạng mục Model

Thải gió nhà vệ sinh

So sánh với thực tế bản vẽ

Bảng 5 24 Kết quả kiểm tra chọn quạt với thực tế trong bản vẽ

Cột áp (Pa) Kết luận

Hợp lí Bản vẽ Không có thông tin 300 50Pa

Bảng 5 23 Kết quả kiểm tra kích thước ống gió, miệng gió hút nhà vệ sinh giữa tính toán và thực tế bản vẽ

Tính toán Bản vẽ Tính toán Bản vẽ Tính toán Bản vẽ

Qua 2 bảng trên, ta có nhận xét rằng việc tính toán và thực tế bản vẽ về hạng mục thải gió nhà vệ sinh là khá chính xác, không xuất hiện sai lệch lớn

Tính toán kiểm tra hệ thống thông gió sự cố tạo áp cầu thang

5.6.1 Mục đích của tạo áp cầu thang

Mục tiêu hàng đầu khi thiết kế áp cầu thang là đảm bảo an toàn tối đa cho con người trong trường hợp xảy ra hỏa hoạn.

Tạo ra một vùng không gian an toàn giúp con người thoát hiểm hiệu quả, đồng thời ngăn chặn khói độc và khí độc từ đám cháy xâm nhập vào khu vực thoát hiểm Điều này không chỉ bảo vệ tính mạng mà còn hỗ trợ tích cực cho công tác chữa cháy và cứu hộ khi xảy ra sự cố cháy nổ.

- Bảo vệ tài sản, máy móc, thiết bị có giá trị nhạy cảm với khói

Các yêu cầu kỹ thuật liên quan đến việc tạo áp cầu thang được quy định trong Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 6160:1996 và tiêu chuẩn CP13:1999 Dưới đây là một số yêu cầu cơ bản cần lưu ý.

Để duy trì độ chênh lệch áp suất toàn bộ cầu thang đạt 50 Pa, khi tất cả cửa vào thang được đóng, gió cấp cần đủ mạnh Việc tạo áp suất này được thực hiện bằng quạt ly tâm đặt trên mái, quạt sẽ cung cấp khí thông qua gen điều áp và phân phối đến từng tầng thông qua miệng gió.

Vận tốc thoát gió đạt 0,75 m/s (theo tiêu chuẩn CP13:1999 là 1 m/s) khi cửa thang thoát hiểm và cửa ở tầng liền kề được mở, cùng với hai cửa cuối cùng ở tầng trệt mở, trong khi tất cả các cửa còn lại của thang điều áp ở các tầng khác đều được đóng.

Cửa thoát hiểm cần có lực mở không lớn hơn 110N, đảm bảo người lớn tuổi và trẻ em đều có thể mở dễ dàng Ngoài ra, cửa này không được khóa và phải có khả năng chịu lửa trong thời gian tối thiểu 60 phút.

- Tất cả cáp cấp nguồn và điều khiển đều phải sử dụng cáp chống cháy Nguồn điện cấp cho quạt điều áp sẽ là nguồn ưu tiên

- Mỗi khu vực điều áp cần cung cấp đường thoát gió để tránh trường hợp quá áp

Tất cả hệ thống điều áp sẽ được điều khiển trực tiếp từ tủ báo cháy tự động khi nhận tín hiệu "cháy" từ trung tâm báo cháy Ngoài ra, có nút nhấn khẩn cấp để kích hoạt hệ thống.

Hệ thống điều áp phải được khởi động ở vị trí không quá 1m từ cửa ra vào cầu thang, bên ngoài lồng thang Hệ thống này không được phép ngừng hoạt động trừ khi có chế độ ngắt bằng tay.

5.6.3 Thông số của công trình

Công trình gồm 14 tầng, dùng phương pháp điều áp để tạo áp cầu thang

Dựa theo tiêu chuẩn CP13:1999, ta lấy các thông số sau

+ Chênh lệch áp suất giữa buồng cầu thang và bên ngoài: 50Pa + Vận tốc gió khi mở cửa 1m/s

+ Số cửa mở đồng thời: 3 (cửa tầng cháy, cửa tầng liền kề, cửa thoát hiểm)

5.6.4 Tính toán tạo áp buồng cầu thang

Lưu lượng không khí cần thổi vào lồng cầu thang để tạo chênh áp ngăn khói vào buồng thang

Q1 - Lưu lượng không khí thoát ra ngoài do đóng mở cửa, m 3 /h

Q2 - Lưu lượng không khí thoát ra ngoài do rò rỉ qua khe cửa, m 3 /h Tổng số cửa vào buồng thang là 14, chiều rộng 1m, chiều cao 2,2 m

Diện tích cửa sổ là 2,2 m², với số lượng cửa mở tính toán trong trường hợp có sự cố là 3 cửa Vận tốc không khí thoát ra qua cửa được xác định là 1 m/s, từ đó tính toán lưu lượng gió thoát ra khi đóng mở cửa.

Theo tiêu chuẩn BS EN 12101-6-2005 Smoke and heat control systems, lưu lượng không khí thoát ra ngoài do rò rỉ qua khe cửa được xác tính như sau

Q2 – lưu lượng không khí thoát ra ngoài do rò rỉ qua khe cửa (m 3 /s)

AE – diện tích khe hở trong không gian tạo áp (m 2 )

P – độ chênh lệch áp suất

R – hệ số khe hở, (R = 2 đối với khe hở lớn hoặc các vết nứt xung quanh cửa ra vào, R = 1,6 đối với các đường rò rỉ hẹp quanh cửa sổ)

*Diện tích khe hở rò lọt trong không gian tạo áp

Theo tiêu chuẩn BS EN 12101-6-2005 [10], với chênh lệch áp suất 50 Pa

Bảng 5 25 Diện tích rò lọt không khí của cửa

Loại cửa Kích thước cửa

AE (m 2 ) Cửa đơn mở đi vào không gian tạo áp 2200x1000 0,01

Cửa đơn mở đi ra khỏi không gian tạo áp 0x0 0,02

Vậy Q 2 = 0,83.A P E 1/2 = 0,83.0,14.50 1/2 = 0,82 m 3 /s Lưu lượng không khí cần thổi vào buồng cầu thang

Trong bản vẽ xây dựng, đường ống gió tạo áp được bố trí trong hộp gen kích thước 1000x450 mm, do đó không cần thiết phải tính toán và chọn lựa đường ống gió.

Lưu lượng không khí cho 1 miệng thổi

Q1mieng = Q/14 = 26712/14 = 1908 m 3 /h Tra catalogue miệng gió ASLI [6], ta chọn được miệng thổi sau đây

Bảng 5 26 Chọn miệng gió thổi tạo áp cầu thang

Loại miệng gió Vị trí

*Tổn thất ma sát trên đường ống ms i p l p

Với kích thước ống gió 1000x450mm, đường kính tương đương được xác định là dtd = 719 mm Dựa vào đồ thị, tổn thất áp suất do ma sát trên 1m ống là  = pi 2,5Pa/m.

Tổn thất áp suất do ma sát:  p ms =  = l p i (51 3, 6).2,5 1118,5 − = Pa

*Tổn thất cục bộ trên đường ống

Các chi tiết xảy ra tổn thất áp suất

Bảng 5 27 Các chi tiết xảy ra tổn thất trên đường ống gió tạo áp cầu thang

Bảng 5 28 Tổn thất cục bộ do các chi tiết trên đường ống gió tạo áp cầu thang

Tổn thất cục bộ do các chi tiết  p cb = + 2 13.1 15 = Pa

Tổng tổn thất trên đường ống  = p 14.29, 43 118, 5 15 + + = 545, 52 Pa, lấy tròn số  = p 546Pa Với lưu lượng Q = 26712 m 3 /h và  = p 546Pa, ta chọn được quạt sau đây

Hình 5 7 Chọn quạt tạo áp cầu thang Bảng 5 29 Thông số quạt tạo áp cầu thang

Tạo áp cầu thang AP0632BP7/27 26892 554 12,1 2880 415

So sánh giữa tính toán và thực tế bản vẽ, ta được bảng sau đây

Bảng 5 30 Kết quả kiểm tra chọn quạt giữa tính toán và thực tế bản vẽ hạng mục tạo áp cầu thang

Hạng mục Model Lưu lượng

(m 3 /h) Cột áp (Pa) Tạo áp cầu thang

Qua bảng trên, nhận thấy việc tính toán và trên bản vẽ sai lệch 2,57%; với sai số này có thể chấp nhận được

Định dạng
Số trang	148
Dung lượng	6,33 MB