đồ án thiết kế hệ thống điều hòa không khí cho chiller

TẬP ĐOÀN ĐIỆN LƯC VIỆT NAM
TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC

BÀI TẬP DÀI
THIẾT KẾ ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ CHO TẦNG 3 NHÀ HÀNG SƯ
DỤNG HỆ THỐNG CHILLER GIẢI NHIỆT NƯỚC

Giảng viên hướng dẫn: Trần Văn Tuấn

các sinh viên thực hiện 1.Dương văn Tùng

2.Trần quang Vinh

3.Nguyễn ngọc Tuấn 4.Nguyễn văn Tuấn
5.Nguyễn đình Nghĩa 6.Triệu huy Thắng
7.Phạm ngoc Nam

8.Trịnh văn Thư


CHƯƠNG 1 – TỔNG QUAN
1.1 Giới thiệu về công trình
Toàn bộ công trình là tầng 3 của một trung tâm thương mại tại thành phố Hà
Nội với độ cao nền là 9,25m và độ cao sử dụng là 3,8m. Diện tích mặt bằng xây
dựng là 40m x 20m = 800m2.Công trình là một nhà hàng là nơi dừng chân nghỉ
ngơi và thưởng thức ẩm thực. Công trình có 3 mặt kính với các hướng Đông, Tây
và Bắc .Với diện tích phòng ăn là 540m2 rộng và thoáng mát nhà hàng có thể cùng
lúc phục vụ khoảng 300 người.
40 m

Phòng ăn

20m
sảnh
6m

nhà bếp

wc

1.2. – Chọn cấp điều hòa
Theo tiêu chuẩn, tùy theo mức độ quan trọng của công trình mà hệ thống
điều hòa không khí được chia làm 3 cấp:
•

•
•

Cấp 1: hệ thống điều hòa phải duy trì được các thông số trong nhà ở mọi
phạm vi biến thiên độ ẩm ngoài trời cả mùa đông và mùa hè (phạm vi sai
lệch là 0h), dùng cho các công trình đặc biệt quan trọng.
Cấp 2: hệ thống phải duy trì được các thông số trong nhà ở phạm vi sai
lệch là 200h một năm, dùng cho các công trình tương đối quan trọng.
Cấp 3: Hệ thống phải duy trì các thông số trong nhà trong phạm vi sai
lệch không quá 400h một năm, dùng trong các công trình thông dụng như
khách sạn, văn phòng, nhà ở,…

Điều hoà không khí cấp 1 tuy có mức độ tin cậy cao nhất nhưng chi phí đầu
tư, lắp đặt, vận hành rất lớn nên chỉ sử dụng cho những công trình điều hoà tiện nghi
đặc biệt quan trọng trong các công trình điều hoà công nghệ.
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 2

Các công trình ít quan trọng hơn như khách sạn 4 – 5 sao, bệnh viện quốc tế...
thì nên chọn điều hoà không khí cấp 2.
Trên thực tế, đối với hầu hết các công trình như điều hoà không khí khách
sạn, văn phòng, nhà ở, siêu thị, hội trường, thư viện,... chỉ cần điều hoà cấp 3. Điều
hoà cấp 3 tuy độ tin cậy không cao nhưng đầu tư không cao nên thường được sử
dụng cho các công trình trên.
Với các phân tích trên, dựa trên yêu cầu của chủ đầu tư và đặc điểm của công
trình, phương án cuối cùng được lựa chọn là điều hoà không khí cấp 3.
1.3– Chọn thông số tính toán ngoài nhà
Theo số liệu về khí hậu Việt Nam của tổng cục thống kê, ta có các thông số
tính toán ngoài nhà cho địa điểm tại thành phố Hà Nội như sau:
•
•

Nhiệt độ: 32,8 oC;
Độ ẩm: 66 %

Từ đó ta xác định các thông số khác
ph,max = = 0.049 bar
ph = ph, max.φ = = 0,032 bar
d = 0,621. = = 0,02 kg/kg
I = 1,004.t + d.(2500 + 1,842.t)
= 1,004.32,8 + 0,02.(2500 + 1,842.32,8)
= 84,12 kJ/kg
Như vậy ta có các thông số tính toán cho không khí bên ngoài không gian
điều hòa như sau:
•
•

•
•

Nhiệt độ: t = 32,8 oC;
Độ ẩm: φ = 66 %;
Dung ẩm: d = 0,02 kg/kg;
Entanpy: I = 84,12 kJ/kg.

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 3


1.4– Chọn thông số điều hòa trong nhà
Theo tiêu chuẩn về điều kiện tiện nghi, áp dụng cho đối tượng là nhà hàng,
ta chọn các thông số điều hòa cho không gian trong nhà như sau:
•
•

Nhiệt độ: 25 oC;
Độ ẩm: 60 %;

Từ đó ta xác định các thông số khác
•
•
•
•
•

ph,max = = 0,032 bar
ph = ph, max.φ = = 0,02 bar

d = 0,621. = = 0,013 kg/kg
I = 1,004.t + d.(2500 + 1,842.t)
= 1,004.25,0 + 0,013.(2500 + 1,842.25,0)
= 58,2 kJ/kg

Như vậy ta có các thông số tính toán cho không khí bên trong không gian
điều hòa như sau:
•
•
•
•

Nhiệt độ: t = 25,0 oC;
Độ ẩm: φ = 60,0 %;
Dung ẩm: d = 0,013 kg/kg;
Entanpy: I = 58,2 kJ/kg.

CHƯƠNG 2 – TÍNH CÂN BẰNG NHIỆT ẨM CHO CÔNG TRÌNH
Có nhiều phương pháp tính cân bằng nhiệt ẩm như phương pháp truyền
thống,phương pháp carier,daikin...với bài tập dài này sử dụng phươn pháp truyền
thống

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 4


– Phương trình cân bằng nhiệt tổng quát
Nhiệt thừa được xác định như sau:
Qt = Qtỏa + Qtt , W
•

•
•

Qt : Nhiệt thừa trong phòng, W;
Qtỏa : Nhiệt toả ra trong phòng, W;
Qtt : Nhiệt thẩm thấu từ ngoài vào qua kết cấu bao che do chênh lệch
nhiệt độ, W.

Cụ thể, nhiệt tỏa trong phòng và nhiệt thẩm thấu được xác định như sau:
Qtỏa = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 + Q6 + Q7 + Q8 , W
•
•
•
•
•
•
•
•

Q1 : Nhiệt toả từ máy móc;
Q2 : Nhiệt toả từ đèn chiếu sáng;
Q3 : Nhiệt toả từ người;
Q4 : Nhiệt tỏa từ bán thành phẩm;
Q5 : Nhiệt tỏa từ bề mặt thiết bị trao đổi nhiệt;
Q6 : Nhiệt tỏa do bức xạ mặt trời qua cửa kính;
Q7 : Nhiệt tỏa do bức xạ mặt trời qua bao che;
Q8 : Nhiệt tỏa do rò lọt không khí qua cửa;

Qtt = Q9 + Q10 + Q11 + Qbs , W
•

•
•
•

Q9 : Nhiệt thẩm thấu qua vách;
Q10 : Nhiệt thẩm thấu qua trần mái;
Q11 : Nhiệt thẩm thấu qua nền;
Qbs : Nhiệt tổn thất bổ sung do gió và hướng vách;

Ẩm thừa được xác định như sau:
Wt = W1 + W2 + W3 + W4 +W5 , kg/s
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 5


•
•
•
•
•

W1: Lượng ẩm do người toả vào phòng, kg/s;
W2: Lượng ẩm bay hơi từ bán thành phẩm, kg/s;
W3: Lượng ẩm do bay hơi từ sàn ẩm, kg/s;
W4: Lượng ẩm do hơi nước nóng toả vào phòng, kg/s;
W5: Lượng ẩm do không khí lọt mang vào, kg/s.

2.1 – Nhiệt thừa của công trình
2.1.1 – Nhiệt tỏa từ máy móc Q1
Công trình của ta là nhà hàng nên không có những máy móc tỏa nhiệt lớn

trong không gian điều hòa. Phần nhiệt này ta bỏ qua trong tính toán.
Q1 = 0 W
2.1.2 – Nhiệt tỏa từ đèn chiếu sáng Q2
Nhiệt toả từ đèn chiếu sáng được xác định như sau:
Q2 = Ncs = q.F , W
Ncs — Tổng công suất của tất cả các đèn chiếu sáng, W;
F — diện tích sàn, m2.
Theo tiêu chuẩn chiếu sáng, lấy trên mỗi m2 là A = 11 W/m2.
- Khu vực ăn tầng 1 có diện tích 560m2 nhiệt do đèn chiếu sáng là
Q2=q.F=560.11=6160 W
tính tương tự cho sảnh ta có bảng

Tầng

1

GVHD: Trần Văn Tuấn

Phòng

F, m3

q,W/m2

Q2, W

sảnh

112

11

1232

khu
vực ăn

560

11

6160

tổng
Page 6

7392


2.1.3 – Nhiệt tỏa từ người Q3
Nhiệt tỏa từ người được xác định như sau:
Q3 = n.q , W
•
•

(3.6)

q : Nhiệt tỏa từ một người, W/người;
n : Số người.

Đối với nhà hàng mật độ định hướng số mét vuông sàn cho một người là 2
m /người và là lao động nhẹ
2

Phòng ăn có diện tích 540 m2 nên tính cho số người trong phòng ăn là:
540 : 2 = 270 người
Do có tỏa nhiệt từ thức ăn nên ta cần nhân với 1,2
Q3,phòngăn = 1,2.270.125 =40500 W
Sảnh có diện tích là 112 m2 nên tính cho số người trong sảnh là
112 : 2 = 56 người
Q3,sảnh = 56.125 = 7000 W
Vậy nhiệt tỏa ra từ người là:
Q3 = 40500 + 7000 = 47500 W
2.1.4 – Nhiệt tỏa từ bán thành phẩm Q4
Với công trình nhà hàng không có bán thành phẩm thải ra nhiệt thừa như các
phân xưởng chế biến, sản xuất.
Q4 = 0 W
2.1.5 – Nhiệt tỏa từ bề mặt thiết bị trao đổi nhiệt Q5
Với công trình nhà hàng không có các thiết bị trao đổi nhiệt trong không
gian điều hòa.
Q5 = 0 W
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 7


2.1.6 – Nhiệt tỏa bức xạ mặt trời qua cửa kính Q6
Nhà hàng có chiều dài là 40 m2 , chiều rộng là 20 m2 , chiều cao 3,8m
Nhiệt từ bức xạ mặt trời qua của kính xác định theo công thức:
Q6 = Isd.Fk.τ1 .τ2 .τ3. τ4, W
Trong Đó

•
•
•
•
•
•

Isd: Cường độ bức xạ mặt trời trên mặt đứng, phụ thuộc hướng địa lý,
W/m2;
Fk: Diện tích cửa kính chịu bức xạ tại thời điểm tính toán, m2;
τ1: Hệ số trong suốt của cửa kính, với kính 1 lớp chọn τ1 = 0,90;
τ2: Hệ số bám bẩn, với kính 1 lớp đặt đứng chọn τ2 = 0,80;
τ3: Hệ số khúc xạ, với kính 1 lớp khung kim loại chọn τ3 = 0,75;
τ4: Hệ số tán xạ do che nắng, với kính khuếch tán chọn τ4 = 0,70;

Ta có:
τ1.τ2.τ3.τ4 = 0,90 . 0,80 . 0,75 . 0,70 = 0,378
bảng – Cường độ bức xạ cực đại trên mặt đứng theo các hướng tại địa điểm
thành phố Hà Nội (W/m2)
Đông
Bức xạ

Tây
569

Nam
569

Bắc
0

122

Nhà hàng có 3 mặt bằng kính tại các hướng Đông , Tây và Bắc
Nhiệt tỏa bức xạ mặt trời qua cửa kính tại hướng Đông với diện tích của
kính Fk=3,8.20 = 76 m2 là :
Q6, Đ = 569.76.0,378 = 16346,232 W
Mặt Phía Tây có khu vệ sinh và lối đi bằng tường bao dài 6m nên diện tích
của kính mặt phía Tây là Fk= 76 - 6.4 = 52 m2
Nhiệt tỏa bức xạ mặt trời qua cửa kính tại hướng Tây với diện tích của kính
Fk =52 m2 là :
Q6, T = 569.52.0,378 = 11184,264 w

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 8


Nhiệt tỏa bức xạ mặt trời qua cửa kính tại hướng Bắc với diện tích của kính
Fk =3,8. 40=152m2 là :
Q6, B = 122.152.0,378 = 7009,632 w
Nhiệt tỏa bức xạ mặt trời qua cửa kính tại tất cả các mặt kính là :
Q6 = Q6, Đ + Q6, T+ Q6, B
= 16346,232 + 11184,264 + 7009,632 = 34540,128 W
= 34540,128 W
2.1.7 – Nhiệt tỏa do bức xạ mặt trời qua bao che Q7
Nhiệt tỏa do bức xạ mặt trời qua bao che được tính theo công thức
Q7 = 0,055.k.F.εs.Is , W
•
•
•

•

k: Hệ số dẫn nhiệt, W/m2k;
F: Diện tích nhận bức xạ của bao che, m2;
εs = 0,42: Hệ số hấp thụ bức xạ mặt trời của bề mặt nhận bức xạ, với
bề mặt trát vữa màu vàng, trắng
Is: Cường độ bức xạ mặt trời, W/m2.

Xác định hệ số dẫn nhiệt của kết cấu bao che
k=
•
•
•

αT = 10 W/m2K – Hệ số tỏa nhiệt phía trong nhà;
αN = 20 W/m2K – Hệ số tỏa nhiệt phía ngoài nhà;
δi, λi – Bề dày và hệ số dẫn nhiệt của các lớp vật liệu bao che

k = = 1,55 W/m2K
Nhiệt tỏa do bức xạ mặt trờiqua cửa kính được xác định theo từng hướng
cho từng đối tượng.
-Đối với phòng ăn
Hướng đông với F = 3,8.20 = 76 m2 , = 569 W/
Q7, đông = 0,055.k.F.εs.Is = 0,055.1,55.76.0,42.569 = 1548,35 W
Hướng tây với F = 52 m2 , = 569 W/
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 9


Q7, tây = 0,055.k.F.εs.Is = 0,055.1,55.52.0,42.569 = 1059,4 W

Hướng bắc với F = 3,8. 40 = 152 m2, = 122 W/
Q7, bắc = 0,055.k.F.εs.Is = 0,055.1,55.152.0,42.122 = 633,97 W
Tổng nhiệt tỏa theo các hướng
Q7 = Q7, đông + Q7, tây + Q7, nam + Q7, bắc
= 1548,35 + 1059,4 + 0 + 633.97
= 3241,72 W

2.1.8 – Nhiệt tỏa do rò lọt không khí Q8
Nhiệt tỏa do rò lọt không khí được xác định như sau:
Q8 = G8.(IN – IT) , W
•
•

G8: Lượng không khí rò lọt qua mở cửa hoặc khe cửa, kg/s;
IN, IT: entanpy không khí ngoài nhà và trong nhà, J/kg.
IN – IT = 84,12 – 58,2 = 25,92 kJ/kg = 25920 J/kg

Xác định G8 ta có:
G8 = ρ.L8 = 1,2.(1,5 ÷ 2).Vphòng
Đối với nhà hàng là nơi công cộng lấy L8 = 2
Ta có:
Vphòng = Fphòng.H
Fphòng: diện tích phòng, Fphòng = 540 m2;
H: chiều cao phòng, H = 3,8 m.
Vphòng = 540.3,8 = 2052 m3
= G8 = 1,2.2.2052 = 4924,8 kg/h
Vậy
Q8 = = 35458,56 W
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 10

2.1.9 – Nhiệt thẩm thấu qua vách Q9
Nhiệt thẩm thấu qua kết cấu bao che do chênh lệch nhiệt độ bên ngoài và bên
trong nhà được xác định như sau:
Q9 =

∑ k .F .∆t
i

i

i

,W

ki ‒ Hệ số truyền nhiệt qua kết cấu bao che thứ i, W/m2K;
Fi ‒ Diện tích bề mặt kết cấu bao che thứ i, m2;
∆t i

‒ Hiệu nhiệt độ trong và ngoài nhà của kết cấu bao che thứ i, K;

Đối với tường và cửa kính bao quanh không có không gian đệm thì
∆ti = tn ̶ tt= 32,8 ̶ 25 = 7,8 K
Vách tiếp xúc trực tiếp với không gian có điều hoà chọn
Có không gian đệm

∆t i

∆t i

=0K

= 0,7(tn ‒tt) = 0,7.7,8 = 5,46 K

ở đây tường dày 200mm có trát vữa k=1,48 W/m2.K
vách ngăn bằng kính 5mm 2 lớp k=2,84 W/m2.k
-khu vực ăn
khu vực ăn có diện tích kính phía đông là 56 m 2 có không gian đệm nên ∆t i =
5,46 K và diện tích kính phía bắc 152 m 2,phía tây là 53,2 m2 tiếp xúc trực tiếp với
không khí bên ngoài nên ∆ti = 7,8 K và tương bao bằng gạch xây 200 mm có trát
vữa k=1,48 W/m2K,kính dày 5mm 1 lớp k=6,12 W/m2K
Q9 = 152.2,84.7,8+53,2.2,84.7,8+56.2,84.5,46=5414 ,W
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 11


Tần
g

Phòn
g

Hướn
g

FĐệm, m2

Đông
tây

nam

0
0
0

24
0
0

Tườn
g
0
8
32

2

khu
vuc
ăn

đông

0

56

bắc

0
0

tây

k, W/m2.K

∆ti, K
Qh, W

Q9,
W

834

0
0
0

1,48
1,48
1,48

2,84
2,84
2,84

Đệ
m
5,46

5,46
5,46

0

0

1,48

2,84

5,46

7,8

868,4

0

0

152

1,48

2,84

5,46

7,8

0

0

53,2

1,48

2,84

5,46

7,8

3367
1178,
5

Tường Kính
sảnh

FK.Đệm, m2
Kính

Tường Kính

tổng

K.

Đ
7,8
7,8
7,8

372,2
92,35
369,4

5414

6248

2.1.10 – Nhiệt thẩm thấu qua trần Q10
Vì nhà hàng ở tầng 3 nên phía trần sẽ tiếp xúc trực tiếp với không gian điều
hòa của tầng trên nên phần nhiệt thẩm thấu qua trần là không đáng kể.
Q10 = 0 W
2.1.11 – Nhiệt thẩm thấu qua nền Q11
Vì nhà hàng ở tầng 3 nên phía nền sẽ tiếp xúc trực tiếp với không gian điều
hòa của tầng dưới nên phần nhiệt thẩm thấu qua nền là không đáng kể.
Q11 = 0 W

2.1.12 – Tổng nhiệt thừa của công trình
Qt = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 + Q6 + Q7 + Q8 + Q9 + Q10 + Q11
Qt,phòngăn = 0 + 6460 + 40500 + 0 + 0 +34540,12 + 3241,72 +35458,56 +5414 +
0+0
= 125614,4 W = 125,41 KW
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 12

Qt,sảnh = 0 + 1232 + 7000 + 0 +0 +0 +0+0 + 834 + 0 + 0
= 9066 W = 9,06 KW
2.2 - Ẩm thừa của công trình
Ẩm thừa của công trình được xác định như sau:
WT = W1 + W2 + W3 + W4 , kg/s
•
•
•
•

W1: Lượng ẩm thừa do người tỏa ra, kg/s;
W2: Lượng ẩm bay hơi từ bán thành phẩm, kg/s;
W3: Lượng ẩm bay hơi đoạn nhiệt từ sàn ẩm, kg/s;
W4: lượng ẩm bay hơi từ thiết bị, kg/s.

Trong đó, W2, W3, W4 đối với nhà hàng là không đáng kể, ta bỏ qua trong
tính toán.
Do vậy
WT = W1 , kg/s
Lượng ẩm thừa do người tỏa ra được xác định như sau:
W1 = n.qn , kg/s
•
•

n: số người trong không gian điều hòa;
qn: lượng ẩm mỗi người tỏa ra trong một đơn vị thời gian, kg/s.

Tính cho phòng ăn:
n = 270 người

qn = 171 g/h.người;
W1,phòng ăn = 270.171 = 46170 g/h = 46,17 kg/h
Tính cho sảnh:
n = 56 người
qn =115 g/h.người
W1,sảnh = 56.115 = 6440 g/h = 6,44 kg/h
Vậy
Wt = 46170 + 6440 = 52610 g/h = 14,61.10-3 kg/s

2.3- Tính kiểm tra đọng sương trên vách
Khi có độ chênh nhiệt độ giữa trong nhà và ngoài trời xuất hiện một trường
nhiệt độ trên vách bao che, kể cả cửa kính. Nhiệt độ trên bề mặt vách phía nóng
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 13


không được thấp hơn nhiệt độ đọng sương. Hiện tượng đọng sương trên vách làm
cho tổn thất nhiệt lớn lên, tải lạnh yêu cầu tăng mà còn làm mất mỹ quan do ẩm
ướt, nấm mốc gây ra. Hiện tượng đọng sương chỉ xảy ra ở bề mặt vách phía nóng.
Để không xảy ra hiện tượng đọng sương, hệ số truyền nhiệt thực tế kt của vách
phải nhỏ hơn hệ số truyền nhiệt cực đại kmax, ta có các biểu thức sau đây:
Điều kiện đọng sương: Kt < kmax
αN .

Mùa hè: kmax =
I

Mùađông: kmax =

t N − t sN

,
t N − tT

αT .

tT − tsT
,
t N − tT

W/m2K

W/m2K

60%
66%

32,80C
100%

250C
180C

d

tsN ‒ Nhiệt độ đọng sương bên ngoài, tsN = 25oC;
tsT ‒ Nhiệt độ đọng sương trong nhà, tsT = 18oC;
αN ‒ Hệ số tỏa nhiệt phía ngoài nhà, α N = 20 W/m2K, nếu có không gian
đệm thì αN = 10 W/m2K;

αT ‒ Hệ số tỏa nhiệt phía trong nhà, αT = 10 W/m2K.

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 14


Đối với công trình này ta bố trí điều hoà cho mùa hè nên ta chỉ kiểm tra đọng
sương cho mùa hè, mùa đông ta không phải tính và cả kiểm tra đọng sương của
vách khi có không gian đệm.
Ta có:

Mùa hè: kmax = 20.

32,8 − 25
32,8 − 25

2

= 20 W/m K

Có không gian đệm: kmax = 10.

32,8 − 25
32,8 − 25

2

= 10 W/m K

Như vậy, so sánh với các giá trị của kt ta thấy kt < kmax do vậy không xảy ra
hiện tượng đọng sương trên vách.

CHƯƠNG 3 – THÀNH LẬP VÀ TÍNH TOÁN
SƠ ĐỒ ĐIỀU HÒA KHÔNG KHÍ
3.1 – Lựa chọn sơ đồ điều hòa không khí
Sơ đồ điều hoà không khí được thiết lập dựa trên kết quả tính toán cân bằng
nhiệt ẩm, đồng thời thoả mãn các yêu cầu về tiện nghi của con người và yêu cầu
công nghệ, phù hợp với điều kiện khí hậu. Việc thành lập sơ đồ điều hoà phải căn
cứ trên các kết quả tính toán nhiệt thừa, ẩm thừa của phòng.
Trong điều kiện cụ thể mà ta có thể chọn các sơ đồ: sơ đồ thẳng, sơ đồ tuần
hoàn không khí 1 cấp, sơ đồ tuần hoàn không khí 2 cấp. Chọn và thành lập sơ đồ
điều hoà không khí là một bài toán kĩ thuật, kinh tế. Mỗi sơ đồ đều có ưu điểm đặc
trưng, tuy nhiên dựa vào đặc điểm của công trình và tầm quan trọng của hệ thống
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 15


điều hoà mà ta quyết định lựa chọn hợp lý.
Sơ đồ tuần hoàn 1 cấp được sử dụng rộng rãi nhất vì hệ thống tương đối đơn
giản, đảm bảo được các yêu cầu vệ sinh, vận hành không phức tạp lại có tính kinh
tế cao. Sơ đồ này được sử dụng cả trong lĩnh vực điều hoà tiện nghi và điều hoà
công nghệ như hội trường, rạp hát, nhà ăn, tiền sảnh, phòng họp…
Qua phân tích đặc điểm của công trình, ta nhận thấy đây là công trình điều
hoà không đòi hỏi nghiêm ngặt về chế độ nhiệt ẩm, do đó chỉ cần sử dụng sơ đồ
tuần hoàn không khí 1 cấp là đủ đáp ứng các yêu cầu đặt ra.
3.2 – Sơ đồ tuần hoàn không khí 1 cấp
Sơ đồ nguyên lý điều hòa không khí một cấp được minh họa trên hình

Sơ đồ tuần hoàn không khí 1 cấp.
1 - Cửa lấy gió tươi
4 - Quạt gió cấp

7 - Lọc bụi

2 - Buồng hòa trộn
5 - Miệng thổi
8 - Không gian điều hòa

3 - Thiết bị xử lý không khí
6 - Miệng hồi
9 - Van gió hồi

Không khí ngoài trời có trạng thái N (tN, ϕN) qua cửa lấy gió đi vào buồng hoà
trộn 2. Ở đây diễn ra quá trình hoà trộn giữa không khí ngoài trời và không khí
tuần hoàn có trạng thái T (tT, ϕT).
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 16


Không khí sau khi hoà trộn có trạng thái H (t H, ϕH) được xử lí trong thiết bị
cho đến trạng thái O ≡ V và được quạt thổi không khí vào trong phòng.
Không khí ở trong phòng có trạng thái T được quạt hút qua thiết bị lọc bụi,
một phần không khí được tái tuần hoàn trở lại, phần còn lại được thải ra ngoài.
3.3 – Tính thông số các điểm trên sơ đồ điều hòa không khí
Trên sơ đồ tuần hoàn không khí ta có các điểm cần xác định sau:
•
•
•
•
•

Điểm N: Trạng thái không khí ngoài trời;

Điểm T: Trạng thái không khí trong không gian cần điều hòa;
Điểm H: Trạng thái không khí tại điểm hòa trộn;
Điểm O: Trạng thái không khí sau khi được xử lý nhiệt ẩm;
Điểm V: Trạng thái không khí thổi vào không gian điều hòa.

Trong các điểm trên cần xác định trên đồ thị I – d trên, ta đã biết trạng thái
của hai điểm T và N với các thông số như sau:
•

•

Điểm N:
o Nhiệt độ tN = 32,8 oC;
o Độ ẩm φN = 66, %;
o Dung ẩm dN = 0,02 kg/kg;
o Entanpy IN = 84,12 kJ/kg.
Điểm T:
o Nhiệt độ tT = 25 oC;
o Độ ẩm φT = 60 %;
o Dung ẩm dT = 0,013 kg/kg;
o Entanpy IT = 58,2 kJ/kg.

Xác định trạng thái điểm hòa trộn H:
Điểm H là trạng thái không khí sau hòa trộn của 90% không khí hồi lưu có
trạng thái của điểm T và 10% không khí tươi có trạng thái của điểm N. Vậy các
thông số điểm H được xác định như sau:
•
•
•
•

tH = (90.tT + 10.tN)/100 = (90.25 + 10.32,8)/100 = 25,78 oC;
φH = (90.φT + 10.φN)/100 = (90.60 + 10.66)/100 = 60,6 %;
dH = (90.dT + 10.dN)/100 = (90.0,013 + 10.0,02)/100 = 0,014 kg/kg;
IH = (90.IT + 10.IN)/100 = (90.58,2 + 10.84,12)/100 = 60,79 kJ/kg.

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 17


Sau khi đã biết thông số không khí trong và ngoài không gian điều hòa,
chúng ta cần xác định trạng thái điểm không khí sau xử lý O được coi như có cùng
trạng thái với điểm không khí thổi vào không gian điều hòa V (O ≡ V):
Để đảm bảo yêu cầu vệ sinh, ta xác định đường tia quá trình ε dựa vào nhiệt
thừa và ẩm thừa của công trình, chọn điểm O nằm trên đường tia quá trình và có t O
nhỏ hơn tT khoảng 7 oC.
Xác định tia quá trình εt :
εt =
-

Tính cho phòng ăn
εt, phòng ăn = = = 9778,6 kJ/kg

-

Tính cho sảnh
εt, sảnh = = = 5064,6 kJ/kg

Điểm O ≡ V xác định bằng điểm cắt giữa tia quá trình εt kẻ qua T và φ = 95%
-

Tính cho phòng ăn:
Điểm O ≡ V có các thông số φV = 95%, tV = 15 oC, IV = 39 kJ/kg,
Tính cho sảnh:
Điểm O ≡ V có các thông số φV = 95%, tV = 14 oC, IV = 37 kJ/kg,
CHƯƠNG 4 –PHÂN TÍCH CÁC HỆ THỐNG ĐIỀU HÒA
VÀ LỰA CHỌN HỆ THỐNG PHÙ HỢP

4.1 – Yêu cầu đối với một hệ thống điều hòa không khí
Hệ thống phải đảm bảo các thông số trong và ngoài nhà, có tính tự động hóa
cao. Hệ thống phải đáp ứng được các yêu cầu về mặt kỹ thuật cũng như mỹ thuật
và mục đích sử dụng của công trình. Khi thi công láp đặt đường ống thiết bị không
quá phức tạp gây cản trở cho các hạng mục khác.
Giá thành của thiết bị, vật tư phải phù hợp với công trình và nhà đầu tư.
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 18


Khi đưa vào hoạt động phải đảm bảo an toàn, độ tin cậy, tuổi thọ và mang
lại hiệu quả kinh tế cao cho nhà đầu tư.
4.1.1 – Máy điều hoà cục bộ
Hệ thống điều hoà cục bộ gồm máy điều hoà cửa sổ, máy điều hoà tách (hai
và nhiều cụm loại nhỏ) năng suất lạnh nhỏ dưới 7kW (24000 BTU/h). Đây là loại
máy nhỏ hoạt động tự động, lắp đặt, vận hành, bảo dưỡng và sửa chữa dễ dàng,
tuổi thọ trung bình, độ tin cậy cao, giá thành rẻ, rất thích hợp đối với các phòng và
các căn hộ nhỏ và tiền điện thanh toán riêng biệt theo từng máy. Tuy nhiên hệ
thống điều hoà cục bộ có nhược điểm là khó áp dụng cho các phòng lớn như hội
trường, phân xưởng, nhà hàng, cửa hàng, các toà nhà như khách sạn, văn phòng vì
khi bố trí ở đây các cụm dàn nóng bố trí phía ngoài nhà sẽ làm mất mỹ quan và phá
vỡ kết cấu xây dựng của toà nhà. Nhưng với kiến trúc xây dựng, phải đảm bảo

không làm ảnh hưởng tới mỹ quan công trình.
Do những đặc điểm trên, thiết kế hệ thống điều hòa cho công trình nhà hàng,
không xét tới việc sử dụng những máy điều hòa cục bộ do công suất của máy cục
bộ nhỏ, chỉ sử dụng cho từng hộ riêng biệt và ảnh hưởng lớn tới mĩ quan công
trình.
4.1.2 – Hệ thống điều hòa tách hai cụm có ống gió
Là hệ thống mà không khí được làm lạnh bằng nước lạnh hoặc gas trong các
AHU rồi không khí lạnh được các đường ống dẫn vào phòng.
Hệ thống điều hoà tách hai cụm có ống gió chủ yếu gồm:
•

Máy lạnh làm lạnh không khí trục tiếp bằng gas

•

Hệ thống ống dẫn gas

•

Hệ thống nước giải nhiệt

•

Các dàn trao đổi nhiệt để làm lạnh hoặc sưởi ấm không khí bằng gas
nóng FCU (fan coil unit) hoặc AHU (air handling unit)

•

Hệ thống gió tươi, gió hồi, vận chuyển và phân phối không khí

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 19


•

Hệ thống tiêu âm và giảm âm

•

Hệ thống lọc bụi, thanh trùng và diệt khuẩn cho không khí

•

Bộ xử lý không khí

•

Hệ thống tự điều chỉnh nhiệt độ, độ ẩm phòng, điều chỉnh gió tươi,
gió hồi và phân phối không khí, điều chỉnh năng suất lạnh, và điều
khiển cũng như báo hiệu và bảo vệ toàn bộ hệ thống

•

Có thể có buồng phun

Hệ thống điều hòa tách hai cụm có ống gió có các ưu điểm sau:
•

Đường ống dẫn gas ngắn nên vòng tuần hoàn gas ít bị tắc nghẽn và rò

rỉ gas.

•

Có thể khống chế nhiệt, ẩm trong không gian điều hoà nhờ buồng
phun.

•

Có khả năng xử lý không khí với độ sạch cao, đáp ứng mọi yêu cầu đề
ra cả về độ sạch bụi bẩn, tạp chất, hoá chất và mùi.

Hệ thống điều hòa tách hai cụm có ống gió có các nhược điểm sau:
•

Tốn diện tích lắp đặt, do đường ống gió cồng kềnh.

•

Tốn nhân lực để thi công lắp đặt hệ thống.

•

Vấn đề cách nhiệt đường ống gió phức tạo, đặc biệt do đọng sương rớt
lên trần giả vì độ ẩm ở Việt Nam cao.

4.1.3 – Hệ thống điều hòa trung tâm nước
Hệ thống điều hoà trung tâm nước là hệ thống sử dụng nước lạnh 7oC để làm
lạnh không khí gián tiếp qua các dàn trao đổi nhiệt FCU và AHU.
Hệ thống điều hoà trung tâm nước chủ yếu gồm:

•

Máy làm lạnh nước (water chiller) hay máy sản xuất nước lạnh
thường từ 12oC xuống 7oC

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 20


•

Hệ thống ống dẫn nước lạnh

•

Hệ thống nước giải nhiệt

•

Nguồn nhiệt để sưởi ấm dùng để điều chỉnh độ ẩm và sưởi ấm mùa
đông thường do nồi hơi nước nóng hoặc thanh điện trở ở các FCU
cung cấp

•

Các dàn trao đổi nhiệt để làm lạnh hoặc sưởi ấm không khí bằng nước
nóng FCU (fan coil unit) hoặc AHU (air handling unit)

•

Hệ thống gió tươi, gió hồi, vận chuyển và phân phối không khí

•

Hệ thống tiêu âm và giảm âm

•

Hệ thống lọc bụi, thanh trùng và diệt khuẩn cho không khí

•

Bộ xử lý không khí

•

Hệ thống tự điều chỉnh nhiệt độ, độ ẩm phòng, điều chỉnh gió tươi,
gió hồi và phân phối không khí, điều chỉnh năng suất lạnh, và điều
khiển cũng như báo hiệu và bảo vệ toàn bộ hệ thống

Máy làm lạnh nước giải nhiệt nước cùng hệ thống bơm thường được bố trí ở
dưới tầng hầm hoặc tầng trệt, tháp giải nhiệt đặt trên tầng thượng. Trái lại, máy
làm lạnh nước giải nhiệt gió thường được đặt trên tầng thượng.
Nước lạnh được làm lạnh trong bình bay hơi xuống 7 oC rồi được bơm nước
lạnh đưa đến các dàn trao đổi nhiệt FCU hoặc AHU. ở đây nước thu nhiệt của
không khí nóng trong phòng nóng lên đến 12oC và lại được bơm đẩy về bình bay
hơi để tái làm lạnh xuống 7 oC khép kín vòng tuần hoàn nước lạnh. Đối với hệ
thống lạnh kín (không có dàn phun) cần phải có thêm bình giãn nở để bù nước
trong hệ thống giãn nở khi thay đổi nhiệt độ. Nếu so sánh về diện tích lắp đặt ta
thấy hệ thống có máy làm lạnh nước giải nhiệt nước tốn thêm một diện tích lắp đặt

ở tầng dưới cùng. Nếu dùng hệ thống với máy làm lạnh nước giải nhiệt gió hoặc
dùng hệ VRV thì có thể sử dụng diện tích đó vào mục đích khác như làm gara ô tô.
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 21


Bộ phận quan trọng nhất của hệ thống điều hoà trung tâm nước là máy làm lạnh
nước.
Máy làm lạnh nước giải nhiệt nước là một tổ hợp hoàn chỉnh nguyên cụm.
Tất cả mọi công tác lắp ráp, thử bền, thử kín, nạp gas được tiến hành tại nhà máy
chế tạo nên chất lượng rất cao. Người sử dụng chỉ cần nối với hệ thống nước giải
nhiệt và hệ thống nước lạnh là máy có thể vận hành được ngay.
Để tiết kiệm nước giải nhiệt người ta sử dụng nước tuần hoàn với bơm tháp
và tháp giải nhiệt nước. Trong một tổ máy thường có 3 đến 4 máy nén, việc lắp
nhiều máy nén trong một cụm máy có ưu điểm:
•

Dễ dàng điều chỉnh năng suất lạnh theo từng bậc.

•

Trường hợp hỏng một máy vẫn có thể cho các máy khác hoạt động
trong khi tiến hành sửa chữa máy hỏng.

•

Các máy có thể khởi động từng chiếc tránh dòng khởi động quá lớn.

Máy làm lạnh nước giải nhiệt gió chỉ khác máy làm lạnh nước giải nhiệt
nước ở dàn ngưng làm mát bằng không khí. Do khả năng trao đổi nhiệt của dàn

ngưng giải nhiệt gió kém nên diện tích của dàn lớn, cồng kềnh làm cho năng suất
lạnh của một tổ máy nhỏ hơn so với máy giải nhiệt nước. Nhưng nó lại có ưu điểm
là không cần nước làm mát nên giảm được hệ thống làm mát như bơm, đường ống
và tháp giải nhiệt. Máy đặt trên mái cũng đỡ tốn diện tích sử dụng nhưng vì trao
đổi nhiệt ở dàn ngưng kém, nên dàn ngưng cồng kềnh và nhiệt độ ngưng tụ cao
hơn dẫn đến công nén cao hơn và điện năng tiêu thụ cao hơn cho một đơn vị lạnh
so với máy làm mát bằng nước. Đây cũng là vấn đề đặt ra đối với người thiết kế
khi chọn máy.
Hệ thống trung tâm nước có các ưu điểm sau:

GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 22


•

Có vòng tuần hoàn an toàn là nước nên không sợ ngộ độc hoặc tai nạn
do rò rỉ môi chất lạnh ra ngoài, vì nước hoàn toàn không độc hại

•

Có thể khống chế nhiệt độ và độ ẩm trong không gian điều hoà theo
từng phòng riêng rẽ, ổn định và duy trì điều kiện vi khí hậu tốt nhất

•

Thích hợp cho các toà nhà như khách sạn, văn phòng với mọi chiều
cao và mọi kiến trúc không phá vỡ cảnh quan

•

Ống nước so với ống gió nhỏ hơn nhiều do đó tiết kiệm được nguyên
vật liệu làm ống

•

Có khả năng xử lý không khí với độ sạnh cao, đáp ứng mọi yêu cầu đề
ra cả về độ sạch bụi bẩn, tạp chất, hoá chất và mùi

•

Ít phải bảo dưỡng và sửa chữa

•

So với hệ thống VRV, vòng tuần hoàn môi chất lạnh đơn giản hơn
nhiều nên rất dễ kiểm soát.

Hệ thống trung tâm nước có các nhược điểm sau:
•

Tốn diện tích lắp đặt, do đường ống gió cồng kềnh

•

Tốn nhân lực để thi công lắp đặt hệ thống

•

Tiêu thụ điện năng nhiều hơn so với máy VRV rất nhiều

•

Cần công nhân vận hành lành nghề

•

Cần bố trí hệ thống lấy gió tươi cho các FCU

•

Vấn đề cách nhiệt đường ống nước lạnh và cả khay nước ngưng khá
phức tạo đặc biệt do đọng sương ví độ ẩm ở Việt Nam quá cao

•

Cần định kỳ sửa chữa máy lạnh và các FCU

4.1.4– Hệ thống điều hòa không khí VRV
Do hệ thống ống gió (Constant Air Volume) và VAV (Variable Air Volume)
(hệ thống ống gió lưu lượng không đổi và hệ thống ống gió lưu lượng thay đổi) sử
dụng ống gió điều chỉnh nhiệt độ phòng quá cồng kềnh, tốn nhiều thời gian và diện
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 23


tích lắp đặt, tốn vật liệu làm đường ống. Nên người ta đưa ra giải pháp VRV
(Variable Refrigerant Volume) là điều chỉnh năng suất lạnh qua việc điều chỉnh
lưu lượng môi chất.
Thực chất là phát triển máy điều hoà tách về mặt năng suất lạnh cũng như số

dàn lạnh trực tiếp đặt trong các phòng lên đến 8 thậm chí đến 16 cụm dàn lạnh,
tăng chiều cao lắp đặt và chiều dài đường ống giữa cụm dàn nóng và cụm dàn lạnh
để có thể ứng dụng cho các toà nhà cao tầng kiểu khách sạn và văn phòng, mà từ
trước hầu như chỉ có hệ thống điều hoà trung tâm nước lạnh đảm nhiệm, vì so với
ống gió dẫn môi chất lạnh nhỏ hơn nhiều. Máy điều hoà VRV chủ yếu sử dụng cho
điều hoà tiện nghi.
Tổ ngưng tụ có hai máy nén điều chỉnh năng suất lạnh theo kiểu on_off còn
một máy điều chỉnh bậc theo máy biến tần nên số bậc điều chỉnh từ 0 đến 100%
gồm 21 bậc, đảm bảo tiết kiệm năng lượng hiệu quả kinh tế cao.
Các thông số vi khí hậu được khống chế phù hợp với từng nhu cầu từng
vùng, kết nối trong mạng điều khiển trung tâm.
Các máy VRV có các dãy công suất hợp lý lắp ghép với nhau thành các
mạng đáp ứng nhu cầu năng suất lạnh khác nhau nhỏ từ 7kW đến hàng ngàn kW,
thích hợp cho các toà nhà cao tầng hàng trăm mét với hàng ngàn phòng đa chức
năng.
VRV đã giải quyết tốt vấn đề hồi dầu về máy nén do đó cụm dàn nóng có
thể đặt cao hơn dàn lạnh đến 50m và các dàn lạnh có thể đặt cách nhau cao tới
15m, đường ống dẫn môi chất lạnh từ cụm dàn nóng đến cụm dàn lạnh xa nhất tới
100m tạo điều kiện, bố trí máy dễ dàng trong các toà nhà cao tầng, văn phòng,
khách sạn mà trước đây chỉ có hệ thống trung tâm nước đảm nhiệm.
Độ tin cậy do các chi tiết lắp ráp được chế tạo toàn bộ tại nhà máy với chất
lượng cao.
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 24


Khả năng sửa chữa và bảo dưỡng rất năng động và nhanh chóng nhờ các
thiết bị tự phát hiện hư hỏng chuyên dùng. Cũng như sự kết nối để phát hiện hư
hỏng tại trung tâm qua internet.
So với hệ thống trung tâm nước, hệ VRV rất gọn nhẹ vì cụm dàn nóng bố trí

trên tầng thượng hoặc bên sườn toà nhà, còn đường ống dẫn môi chất lạnh có kích
thước nhỏ hơn nhiều so với đường ống nước lạnh và đường ống gió.
Có thể kết hợp làm lạnh và sưởi ấm trong phòng cùng một hệ thống kiểu
bơm nhiệt hoặc thu hồi nhiệt hiệu suất cao.
Máy điều hoà VRV có 3 kiểu dàn nóng: một chiều, hai chiều (bơm nhiệt) và
thu hồi nhiệt. Máy điều hoà VRV chủ yếu phục vụ cho điều hoà tiện nghi chất
lượng cao.
Ưu điểm:
•

Tiết kiệm điện năng khi vận hành

•

Vận hành đơn giản, tốn ít công lắp đặt

•

Thiết bị đơn giản gọn nhẹ

•

Có khả năng tự động hóa cao

Nhược điểm:
•

Giống như máy điều hoà hai cụm, máy VRV có nhược điểm là không
lấy được gió tươi nên người ta đã thiết kế thiết bị hồi nhiệt lấy gió tươi
đi kèm rất hiệu quả. Thiết bị hồi nhiệt này không những hạ nhiệt độ

mà còn hạ được độ ẩm của gió tươi đưa vào phòng.

•

Gas vận chuyển trong hệ thống phức tạp dễ gây rò rỉ và tắc nghẽn

4.2 – Lựa chọn hệ thống điều hòa không khí
Dựa theo những phân tích trên ta nhận thấy đối với nhà hàng, nên lựa chọn hệ
thống điều hòa trung tâm nước.
GVHD: Trần Văn Tuấn
Page 25