Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«ТЮМЕНСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра промышленной теплоэнергетики

Курсовой проект

на тему: «Расчет системы воздухоснабжения от компрессорной станции с турбокомпрессорами»

Выполнил:

Студент гр. ПТ 13-1

Захаров В.В.

Проверил:

Захаренко С.О.

Тюмень, 2016



Содержание

Введение

1. Расчет нагрузки на КС и выбор основного оборудования

2. Расчетные параметры окружающей среды и охлаждающей воды

3. Расчетная схема системы воздухоснабжения

4. Аэродинамический расчет воздушной магистрали

5. Тепловой расчет турбокомпрессорной установки

6. Расчёт системы осушки сжатого воздуха

7. Расчет системы оборотного водоснабжения

8. Расчет показателей работы компрессорной станции

9. Адсорбционная доосушка воздуха

Заключение

Список литературы



Введение

Сжатый воздух широко применяется во всех отраслях промышленности, потребление его постоянно растет, равно как и повышаются требования к его качеству и эффективному использованию. На машиностроительных и некоторых других заводах более 30 % всей электроэнергии расходуется на привод компрессорных машин, а установленная мощность их в народном хозяйстве достигает 4,0 млн кВт. В настоящее время в эксплуатации находятся свыше 100 млн единиц пневматических устройств и элементов, применяемых в механизации и автоматизации производственных процессов, для транспорта сыпучих сред и т. д.

Между тем, как показывает анализ пневмосистем, энергия сжатого воздуха используется с весьма низким кпд, не превышающим 20 %. Не все предприятия уделяют должное внимание эффективному использованию сжатого воздуха. Одной из причин такого отношения может быть недостаточная информированность персонала газовых цехов и энергослужб по энергосберегающим технологиям в системах воздухоснабжения. В технической литературе традиционно широко освещаются вопросы теории и эксплуатации компрессорных машин как одного из элементов пневмосистемы. В последнее время, например, вышли в свет учебники и учебные пособия П. И. Пластинина "Поршневые компрессоры", И. А. Сакуна "Винтовые компрессоры", К. П. Селезнева и Ю. Б. Галеркина "Центробежные и осевые компрессоры".

Согласно заданию разработаем и рассчитаем систему снабжения сжатым воздухом промышленного предприятия г. Бреста при заданных условиях; производительность водоснабжения осуществляется от локальной оборотной системы водоснабжения с градирнями; система холодоснабжения системы осушки воздуха индивидуальная для каждой компрессорной установки, по схеме с промежуточным хладоносителем.

1. Расчет нагрузки на КС и выбор основного оборудования

Среднегодовая нагрузка станции Q_ср учетом 10%; потерь воздуха в коммуникациях:

(1.1)

Где Q_г -годовое потребление сжатого воздуха на предприятии, тыс. м³/год;

ф_г - число часов использования нагрузки в году.

Максимально длительная нагрузка КС Q_м.д:

Q_мд = k_м.д•Q_ср = 1,2•1579,5 = 1895,4 м³/мин. (1.2)

Максимально возможная нагрузка КС Q_м.в:

Q_мв = k_м.в•Q_ср = 1,35•1579,5 = 2132,3 м³/мин. (1.3)

где

k_м.д , k_м.в -коэффициенты неравномерности потребления воздуха;

При данных нагрузках возможны варианты схем КС с использованием турбокомпрессоров (ТК).

Станция с ТК

Для станции с ТК оптимальное количество рабочих машин составляет обычно n^опт_раб = 3 ч 5 шт.

Примем n_раб =4 шт., n_рез = 1 шт.,

тогда расчетная производительность одного компрессора Q_к.расч составит:

(1.4)

Так как максимальное давление нагнетания компрессора с учетом возможных потерь давления в сетях и системе осушки воздуха не превысит Р_к^мах = 0.9 МПа, то этому варианту подходит компрессор марки К-500-61-2 производительностью Q_к = 510 м³/мин

Тогда рабочая производительность КС Q_раб составит:

Q_раб = Q_к•n_раб = 510 • 4= 2040 м³/мин. (1.5)

Установленная производительность Q_уст:

Q_уст = Q_к•n_уст = 510 • 5= 2550 м³/мин. (1.6)

при резервной производительности Q_рез:

Q_рез = 510 м³/мин.

Полагая, что расчетная рабочая производительность КС Q_р = Q_м.д, коэффициент резерва составит:

(1.7)

Величина коэффициента, почти вписывается в указанный диапазон значений, значит компрессор подобран правильно.

2. Расчетные параметры окружающей среды и охлаждающей воды

В качестве расчетных принимаются параметры наружного воздуха г.Ульяновск для самого жаркого месяца года с необеспеченностью в 200 часов.

барометрическое давление Р_а = 0,099 МПа (745 мм рт ст),

· расчетная температура t_а = 22,4 °С,

· энтальпия i_а = 49 кДж/кг,

· ширина зоны охлаждения воды ?t_w = t_w2 - t_w1 =3,4 °C

В соответствии с i, d-диаграммой Рамзина в этих условиях:

· влагосодержание воздуха d_a = 12 г/кг,

· относительная влажность (степень насыщения) ц = 70 %,

· температура "мокрого" термометра t_м.т = 18 °С,

· температура насыщения (точка росы) t_т.р = 14 °С

В качестве водоохлаждающего устройства локальной оборотной системы водоснабжения КС принимаем вентиляторную градирню с капельным оросителем

В качестве расчетных условий работы градирни принимаем

· плотность орошения g = 2,5 л/(м²•ч);

В соответствии с расчетом максимальная температура воды на выходе из градирни в этих условиях работы составит t_w1 = t_м.т + 8 = 25 °С.

3. Расчетная схема системы воздухоснабжения

В соответствии с заданием и выбранным компрессором составили схему КС с турбокомпрессорами.

Рисунок 3.1 - Принципиальная воздушная схема компрессорной станции с турбокомпрессорами: П01, ПО2 - охладители воздуха промежуточные; ВОК -охладитель воздуха концевой; РТО - теплообменник воздуха регенеративный;

ВО - влагоотделитель; ПК - клапан предохранительный; ЭПК - клапан с электроприводом; ИД - измерительная диафрагма; А1, А2, A3, А4, А5 - коллекторы воздуха; В1, В2 - коллекторы оборотной воды; К1 - коллектор продувочной воды

4. Гидравлический расчет воздушной магистрали

За расчетный расход воздуха принята максимально длительная нагрузка КС

Q_рас= Q_мд = 1895,4 м³/мин

В соответствии с заданием сеть имеет следующие параметры:

· - суммарная длина прямых участков трубопровода L_тр = 110 м,

· - 6 задвижек,

· - 12 стандартных колена с поворотом на 90°,

· - 4 тройника (ответвления).

Расход воздуха в ответвления отсутствует, т е Q_отв = 0, поэтому вся магистраль рассчитывается как один участок

Порядок расчета

1) определяется массовый расход воздуха в магистрали G_в

(4.1)

где с₀ = 1,293 кг/м³ - плотность воздуха в стандартных условиях;

2) определяется ориентировочная приведенная длина трубопровода

l_тр = 1,2•l_тр = 1,2•110 = 132 м, (4.2)

где l_тр - суммарная длина прямых участков.

3) принимается в первом приближении величина удельного падения давления

?Р_уд = 60 Па/м,

4) определяется падение давления в магистрали (в 1-м приближении) ? P'_м

?P'_м = ?Р_уд•l_пр = 60•132 = 7920 Па, (4.3)

5) определяется среднее давление в магистрали Р'_ср

Р'_ср = Р_п + 0,5?Р' = 0,7 + 0,5•0,0092 = 0,705 МПа, (4.4)

6) определяется средняя плотность воздуха в трубопроводе с'_ср

(4.5)

где Т_ср = Т_п = 320 К - температура нагнетаемого воздуха, Т₀ = 273 К, Р₀ = 0,1013 МПа - стандартные атмосферные условия.

7)определяется объемный расход воздуха в магистрали Q'_ср:

(4.6)

8) выбирается значение экономически оптимальной скорости воздуха:

w_опт = 14 м/с;

9) определяется расчетный внутренний диаметр трубопровода магистрали D^расч_вн

(4.7)

10) по ГОСТу для магистрали выбирается стальная бесшовная горячекатаная труба с D_н = 820 мм и толщиной стенки д = 7 мм, а именно труба 820x7 ГОСТ 8732-78 с абсолютной шероховатостью ?=0,8 мм и относительной шероховатостью

D_вн^гост = D_н - 2?д = 820 - 14 = 806 мм; (4.8)

(4.9)

11) вычисляется фактическая скорость движения воздуха в трубе w'_в в первом приближении:

(4.10)

12) определяется значение числа Рейнольдса, характеризующего режим течения:

, (4.11)

где м_в = 19,45·10^-6 Па•с - коэффициент динамической вязкости воздуха при

t_ср = 47 °С;

13) оцениваются границы применимости расчетных формул:

(4.12)

Так как Re' > , то расчетное значение коэффициента трения л' составит: воздухоснабжение компрессорный осушка аэродинамический

л' = 0,11·е^0,25 = 0,11•(0,00099)^0,25 = 0,0195; (4.13)

14) определяются эквивалентные длины местных сопротивлений ;

- для задвижек: l^зад_экв = 6,4м;

- для тройников Tp1: l^Тр1_экв = 91,5 м;

Tp2: l^Тр2_экв = 91,5 м;

Tp3: l^Тр3_экв = 91,5 м;

Tp4: l^Тр4_экв = 91,5 м;

- для колена с R_п = 2•D_вн с коэффициентом местного сопротивления о_м.с = 0,5

эквивалентная длина составит:

(4.14)

15) определяется приведенная длина магистрали l''_пр во втором приближении:

(4.15)

где n_зад -количество задвижек, а - количество поворотов;

рассчитываются потери давления в магистрали ?Р''_м:

(4.16)

где л'- коэффициент трения;

16) определяется уточненное значение среднего давления воздуха Р_ср

Р''_cр = Р_п + 0,5•0,0103 = 0,705 МПа (4.17)

где Р_п - давление в коллекторе у потребителя(0,65);

17) определяется уточненное значение средней плотности воздуха с_ср:

(4.18)

где - плотность воздуха в стандартных условиях;

Т_ср = Т_п = 320 К - температура нагнетаемого воздуха (по заданию), Т₀ = 273 К;

18) расхождение в значениях плотности воздуха по приближениям составляет

(4.19)

что меньше допустимого (2,5 %) и других приближений не требуется;

19) определяется давление воздуха в коллекторе КС Р_кс:

Р_кс = Р_п + ?Р''_м = 0,7 + 0,0103 = 0,7103 МПа (4.20)

Расчет участка нагнетательного трубопровода отдельной КУ

(от РТО до коллектора КС)

Диаметр нагнетательного трубопровода КУ оценивается по номинальной производительности одного из компрессоров Q_к = 510 м³/мин.

Порядок расчета:

1) определяется массовый расход воздуха G_к :

(4.21)

2) определяется объемный расход в нагнетательном трубопроводе Q_н.тр. Средняя плотность воздуха с_ср кг/м³, принимается такой же, как и в магистрали:

(4.22)

3) определим диаметр трубопровода D_вн.н^расч :

(4.23)

4) по ГОСТ 8732-78 выбирается труба 426Ч7 ; с внутренним диаметром D_вн = 412 мм;

5) определяется реальная скорость потока воздуха w_в.н:

(4.24)

6) определяется число Рейнольдса:

(4.25)

где

м_в - коэффициент динамической вязкости потока воздуха в трубе;

7) определяются абсолютная и относительная шероховатость трубы

? = 1 мм; е = ?/D^гост_вн.н = 1/412 = 0,00243; (4.26)

8) определяются границы режимов:

500/е = 500/0,00243 = 205761<Re; (4.27)

9) определяется коэффициент трения по формуле:

л = 0,11?e^0,25 = 0,11•0,00243^0,25 = 0,0244;

10) на участке от РТО до ресивера принимаются эквивалентные длины местных сопротивлений l_экв:

l^ок_экв = 46 м, l^зад_экв = 4,5 м;

11) определяется ориентировочно приведенная длина l_пр;

l_пр =l_тр +l^ок_экв+l^зад_экв = 20+ 4 + 45 = 69 м (4.28)

где l_тр - длина прямых участков, м;

12) определяются потери давления в трубопроводе от сил трения ?Р_н:

(4.29)

13) определяются потери давления в ресивере и поворотах трубопровода обвязки. Принимаем коэффициент сопротивления.

о_пов = 0,5 - колено с углом поворота 90° и R_п = 2 D (4 шт.).

Эквивалентная длина этих сопротивлений l_экв составит:

(4.30)

Потери давления от местных сопротивлений ? P_м.с составят:

(4.31)

14) определяются общие потери давления в нагнетательном трубопроводе на участке от РТО до нагнетательного коллектора КС ?Р_н.тр:

?Р_н.тр = ?Р_н + ?Р_м.с = 2338 + 1999 =4337 Па. (4.32)

Оценка потерь давления в системе осушки воздуха

Так как отсутствует монтажная схема системы осушки, то потери давления в аппаратах и влагоотделителях оцениваются на основе эксплуатационного опыта и предыдущих расчетов. Приняты следующие потери давления: ?Р_то = 10 кПа - в теплообменниках; ?Рво = 5 кПа - во влагоотделителях и соединительных трубопроводах.

В соответствии с расчетной схемой оцениваются значения давлений воздуха в характерных точках схемы:

Р₃ = Р_кс + ?Р_н.тр + ?Р_то = 0,7103 + 0,00434 + 0,01 = 0,725 МПа; (4.33)

Р₂ = Р₃ + ?Р_то + ?Р_во = 0,725 + 0,01 + 0,004 = 0,739 МПа; (4.34)

Р₁ = Р₂ + ?Р_то + ?Р_во = 0,739 + 0,01 + 0,004 = 0,753 МПа; (4.35)

5. Тепловой расчет турбокомпрессорной установки К-500-61-2

Принимаем дополнительные данные к расчёту:

потери давления на линии всасывания Р_вс = 2000 Па;

коэффициенты, учитывающие потери давления в промежуточных и концевом охладителях воздуха у' = у'' = у'''= 0,97;

недоохлаждение воздуха до температуры воды в промежуточных охладителях

?T_охл =10 К;

адиабатные (изоэнтропные) КПД ступеней сжатия ТКУ з_ад = 0,8;

электромеханический КПД привода ТКУ з_эм = 0,96.

Определяются:

1) значения давлений на всасывании и нагнетании компрессора:

Р'_вк = Р_а - ?Р_вс = 0,099 - 0,002 = 0,097 МПа; (5.1)

Р_ку = Р₁ = 0,753 МПа; (5.2)

2) степени повышения давления в секциях ТК:

(5.3)

3) давления воздуха между ступенями сжатия ТК:

Р'_нк = Р'_вк?е' = 0,097 • 2,03 = 0,199 МПа;

Р''_вк = Р'_нк?у' = 0,199 • 0,97 = 0,193 МПа;

Р''_нк = Р''_вк?е'' = 0,193 • 2,03 = 0,392 МПа;

Р'''_вк = Р''_нк? у'' = 0,392 • 0,97 = 0,380 МПа;

Р'''_нк = Р'''_вк?е''' = 0,380 • 2,03 = 0,771 МПа;

4) значения температур воздуха на входе в секции сжатия:

T'_вк = Т_а = 22,4+ 273,15 = 295,55 К (21,4 °С); (5.5)

T''_вк = T'''_вк=T_w1 + ?t_охл +273,15= 298,15 +10 = 308,15 К (35 °С) (5.6)

5) удельные работы сжатия воздуха по секциям: а) в первой секции

а) в первой секции

б) во второй, третьей и четвертой секциях

Здесь k = 1,4 - показатель адиабаты для воздуха; R = 0,287 кДж/(кг·К) -газовая постоянная воздуха;

6) значения температур воздуха на выходе из секций сжатия:

(5.9)

(5.10)

Здесь с_рв = 1,02 кДж/(кг•К) - средняя изобарная теплоёмкость воздуха в процессах сжатия.

7) массовая производительность компрессора в рассчитываемых условиях G_к:

, (5.11)

где Q_вк = 510 м³/мин - объёмная производительность компрессора; с_вк -плотность воздуха на всасывании, кг/м³ , определяемая по формуле:

, (5.12)

где

с₀ = 1,293 кг/м³, Т₀ = 273 К, Р₀ = 0,1013 МПа - параметры воздуха, соответствующие стандартным атмосферным условиям.

8) Электрическая мощность, потребляемая приводом компрессора N_к:

, (5.13)

9) (5.14)

6. Расчёт системы осушки сжатого воздуха Порядок расчета:

1) вычисляется температура воздуха t₃ (в точке 3), обеспечивающая заданное потребителем влагосодержание d_п г/кг.

Так как d_п = d_н, то парциальное давление водяных паров в осушенном воздухе Р_н3 составит:

, (6.1)

В соответствии с термодинамическими свойствами воды и водяного, это давление соответствует температуре насыщения (точке росы)

t_н = 6°С

Принимаем t_н =t₃ = 6 ° С,

2) значения температур воздуха t₁ и t₂ (в точках 1 и 2) определяются из уравнения теплового баланса для РТО При отсутствии отбора воздуха на доосушку это уравнение принимает вид:

t_кс - t₃ = t₁ - t₂.

Принимаем средний температурный напор в РТО: ?t_ср = 20 К

Можно считать, что t₂ - t₃ = t₁ - t_кс ??t_ср = 20 °С, тогда, учитывая, что

t_кс - t_п = 48 °С

t₁ = t_кс + ?t_ср = 48 + 20 = 68 °С; (6.2)

t₂ = t₃ + ?t_ср = 6 + 20 = 26 °С. (6.3)

t₁ = t_ку - температура воздуха за ВОК,

3) тепловая мощность регенеративного теплообменника Q_рто составляет

Q_рто = G_к•С_рв •(Т₁ - Т₂) = 10,99 · 1,006 • 42 = 464,35кВт; (6.4)

где с_рв - средняя изобарная теплоемкость воздуха,кДж/(кг•К), G_к - массовая

производительность воздушного компрессора, кг/с.

4) требуемая поверхность теплообмена F_рто оценивается примерно

, (6.5)

где k 25 Вт/(м²·К) - ориентировочный коэффициент теплопередачи в ТО типа "газ-газ"

5) вычисляется количество отделяемой влаги в теплообменниках системы осушки G_wот, кг/с:

а) в концевом воздухоохладителе - это разность между начальным влагосодержанием воздуха d_а = 11,0 г/кг и насыщающим влагосодержанием воздуха в точке 1 d_н1, если она меньше. При t_н1 = 67 °С:

, (6.6)

Так как d_н1 >d_а то выпадение влаги после ВОК не происходит;

б) влагосодержание воздуха в точке 2 (после РТО) определяется насыщающим влагосодержанием d_н2 при температуре воздуха t_н2 = 20 °С:

, (6.7)

Количество выпадаемой в виде росы влаги в точке 2 G^рто_wот составляет

G^рто_wот = G_к•(d_a - d_н2) = 10,99•(11,0 - 2,68) = 91,44 г/с, (6.8)

где G_к - массовая производительность воздушного компрессора, кг/с.

в) количество отделяемой влаги в охладителе-осушителе G^оов_wот составит

G^оов_wот = G_к•(d_н2 - d_н3) = 10,99 •(2,68- 0,8) = 20,66 г/с; (6.9)

Суммарное количество атмосферной влаги, отделяемой в воздухоохладителях компрессорной установки G^ку_wот , составит

G^ку_wот = G^рто_wот + G^рто_wот = 91,44 + 20,66 = 112,06 г/с (6.10)

или V_wот^ку = 0,403 м³/ч

Выбор холодильной машины

Тепловая нагрузка охладителя-осушителя (ООВ) (холодопотребление) Q'₀:

Q'₀ = G_к•С_рв•(t₂ - t₃) = 8,481•1,006•(26 - 6) = 169,62 кВт, (6.11)

где с_рв - средняя изобарная теплоемкость воздуха,кДж/(кг•К), G_к - массовая производительность воздушного компрессора, кг/с.

Требуемая холодопроизводительность источника холода Q₀ с учетом теплопритока в систему холодоснабжения через изоляцию Q_из = 12% от Q'₀ составит

Q₀ = 1,12•Q'₀ =1,12•169,62 =189,97 кВт, (6.12)

Оцениваются температуры конденсации t_к и испарения t₀ XA в холодильном цикле. Для этого принимаем следующие минимальные температурные напоры в аппаратах системы осушки воздуха:

?t_к = 5 °С - в конденсаторе;

? t_оов = 6 °С - в охладителе-осушителе воздуха;

?t_и = 3 °С - в испарителе ХМ.

В соответствии с диаграммами распределения температур в теплообменниках КС оцениваются:

t_к = t_w2+?t_к = 30 + 5 = 35 °С - температура конденсации ХА;

t_s2 = t₃ - ?t_оов = 6 - 6= 0 °С - температура ХН на выходе из испарителя;

t₀ = t_s2 - ?t_и = 0 - 3= -3 °С - температура кипения ХА в испарителе.

Тогда требуемая поверхность теплообмена воздухоосушителя оценивается величиной F_оов:

, (6.13)

где обычно k = 10 ч 60 Вт/(м²•К) - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи в теплообменниках типа "газ-жидкость".

Средний температурный напор в ООВ ?tоовср составит:

, (6.14)

Выбирается холодильная машина из номенклатуры серийно выпускаемых, работающих на R22. Отмечаем холодильную машину МКТ80-2-0.

Диапазон рабочих параметров: t_s2 = -35 ч +5 °; t_w1 = 1 ч 30 °C.

Расчетные (стандартные) условия работы:

Q^ст₀ = 139,5 кВт при t_s2 = -10 °C;

Пересчет стандартных условий работы ХМ на рабочие приведен

в таблице 6.1.

Таблица 6.1 - Термодинамические параметры R22 для стандартных и рабочих условий

Условия работы	t0,°C	P0, МПа	Рк, МПа	V0, м3/кг
Стандартные	-13	0,296	0,895	0,078
Рабочие	-4	0,437	0,895	0,054

Степень повышения давления в компрессоре = Р_к/Р₀ в рабочих условиях ниже, чем в стандартных:

(6.15)

Для упрощения можно принять л =л_ст.

Реальная холодопроизводительность МКТ80-2-0 в рабочих условиях Q^раб₀ составляет:

(6.16)

что превышает требуемую (без учета роста коэффициента подачи л) на

(6.17)

Таким образом, МКТ80-2-0 соответствует требуемым условиям, и может быть использована в системе.

Расчет цикла холодильной машины. Определяются:

1) параметры ХА в характерных точках схемы, которые сводятся в таблице 6.2.

Таблица 6.2 - Термодинамические параметры ХА в цикле

№ точек	t, °C	P, мПа	i, кДж/кг
	10	0,537	690
	68	1,2	720
	35	1,2	555
	23	1,2	570
	-4	0,437	530
	-4	0,437	705

Принята величина перегрева паров ХА на линии всасывания ?t_вс = 15°C. Энтальпии в точке определяется из соотношения:

кДж/кг, (6.18)

Энтальпия в точке 3 находится из выражения для адиабатного КПД компрессора где принято зад = 0,8:

(6.19)

2) удельная тепловая нагрузка испарителя q₀ ():

, (6.20)

3) удельная внутренняя работа компрессора l_к:

(6.21)

4) массовый расход ХА, циркулирующего в контуре холодильной

машины G_ха:

, (6.22)

где Q₀-холодопроизводительность источника холода;

5) тепловая нагрузка конденсатора ХМ Q_к:

Q_к = G_xa• () = 1,08•(727,5 - 555) = 186,3 кВт; (6.23)

6) мощность, потребляемая компрессором N_к^хм:

N_к^хм = G_ха•l_к =1,08•37,5 = 40,5 кВт, (6.24)

где l_к - удельная внутренняя работа компрессора;

Проверка теплового баланса в цикле ХМ

Q'_к = Q₀ + N^хм_к = 189,97+ 40,5 = 230,5 кВт; (6.25)

Погрешность баланса составляет при этом

(6.26)

7) электрическая мощность холодильной машины N_э^хм при принятом значении электромеханического КПД з_эм = 0,96

, (6.27)

8) холодильный коэффициент ХМ

, (6.28)

9) энергетический КПД холодильной машины по хладагенту

, (6.29)

где - коэффициент работоспособности теплового потока при температуре кипения хладагента.

Расчет системы холодоснабжения

В качестве хладоносителя принимается водный раствор этиленгликоля с температурой замерзания t_зам , °С:

t_зам = t₀ - t_зам = -4 -6 = -10 °С,

что соответствует концентрации раствора о = 8,4%.

Подогрев ХН в ООВ принимается Дt_s = t_s1 - t_s2 = 4 °С.

Расход ХН в циркуляционной системе холодоснабжения G_sсоставляет:

, (6.30)

где

C_s = 4,06 кДж/(кг·К) - теплоемкость ХН при средней рабочей

температуре t_s^ср:

, (6.31)

В объемных единицах расход ХН V_s при плотности раствора ХН с_s = 1030кг/м³ составит:

, (6.32)

где с - плотность перекачиваемой среды, кг/м³

Приблизительно оценивается требуемый напор H_s =28 м.

Для циркуляции ХН выбирается 1 насос К85/28 с числом оборотов

n = 2900 об/мин и КПД з_н = 0,8 в расчетном режиме. Потребляемая электрическая мощность составляет

(6.33)

7. Расчет системы оборотного водоснабжения

Общий расход производственной воды складывается из расходов в ПО, ВОК и конденсаторе холодильной машины.

Тепловые нагрузки водоохлаждаемых аппаратов КС составляют

а) в промохладителях воздуха Q_по

Q'_по = G_к•с_рв•(Т'_нк - Т'_вк) = 8,481•1,009•(377 - 295,55) = 697 кВт; (7.1)

Q''_по=Q'''= G_к•с_рв•(Т''_нк - Т'''_вк) = 8,481•1,009 (393 -308,15) = 726 кВт; (7.2)

где

c_рв - средняя изобарная теплоемкость воздуха, кДж/(кг•К).

б) в концевом охладителе воздуха Q_w:

Q'_вок = G_к•с_рв•(Т''''_нк - Т''_ку) = 8,481 •1,009• (393-340) = 453,5 кВт, (7.3)

;

Расходы воды в аппаратах G_w составят:

(7.4)

где теплоемкость воды c_w = 4,19 кДж/(кг•К).

Суммарное потребление воды в компрессорной установке G^ку_w с учетом 10 % расхода воды в маслоохладителях составляет:

(7.5)

или в объемных единицах V_w^ку:

(7.6)

Общий расход оборотной воды на компрессорной станции для охлаждения рабочих машин G^кс_w составит:

G^кс_w = n_раб•G^ку_w = 4•145,4= 581,6 кг/с(л/с) (7.7)

где n_раб - количество принятых рабочих машин;

или в объёмных единицах V_w^кс:

V_w^кс = n_раб•V_w^ку = 4 • 523,44= 2093,8 (0,582 м³/с). (7.8)

Необходимая площадь поперечного сечения плёночного оросительного устройства F'_ор ориентировочно составляет:

, (7.9)

где g'_ор = 7,2 м³/(м²•ч) - принятое значение плотности орошения в градирне.

Выбирается 2-секционная вентиляторная градирня типа "Союзводоканалпроект" с поперечным сечением оросителя секции f''_ор = 144 м² (размеры секции 12Ч12 м), всего две секции с площадью орошения F_op = 288 м²

Действительная плотность орошения в градирне g_op составляет:

(7.10)

При сохранении принятых ранее значений необходимого напора циркуляционных насосов оборотной системы определяется потребляемая насосами электрическая мощность N_w^э, она составит:

(7.11)

где с = 1000 кг/м³ - плотность воды; g = 9,81 м/с² - ускорение свободного падения; H_w = 30 м - требуемый напор насоса; з_н = 0,8 - общий (полный) КПД насоса.

Число рабочих насосов принимается n_раб =4 . Выбираются центробежные насосы типа К.

Для требуемых параметров: H_н =30 м, V_н = 847,2 м³/ч подходит насос К280/30 с производительностью 280 м³/ч.



8. Расчет показателей работы компрессорной станции

Расчёт ведётся для всей станции при работе всех рабочих компрессоров в номинальном для них режиме.

1. Эксергетический КПД станции без учета расхода электроэнергии в вентиляторах градирен составляет:

(8.1)

где E_в - эксергия сжатого воздуха, которая, как и в случае с установкой поршневых компрессоров, определяется по формуле:

E_в = G_к•n_раб•(i_в - i_ос - T_ос•(s_в - s_ос) = 8,481 • 4 • (445,4 - 428,2 - 301,5 • (3,36 - 3,9)) = 6106,66 кВт;

?E_вк = n_раб•N_к = 4 • 2003,11 = 8012,44

- эксергия, потребляемая всеми воздушными компрессорами станции;

?E_вэ = n_раб•N_к^хм + N_w^э + N_s^э = 4 • 33,75+ 4 • 40 + 4 • 6,31 = 301,31

- эксергия (суммарная электрическая мощность), потребляемая насосами циркуляции оборотной воды и хладоносителя.

2. Удельный расход электрической энергии на производство 1000 м³ сжатого воздуха определяется по формуле:

(8.2)

где учтены следующие расходы электроэнергии за 1 час работы КС:

Э₁ = n^к_раб • N_к = 4•2003,11 = 8012,44 кВт·ч

- в воздушных компрессорах;

Э₂ = n^к_раб • N_к^хм = 4•33,75=135 кВт·ч

- в аммиачных компрессорах, холодильных компрессорах холодильных машин;

Э₃ = n^w_раб • N_w = 2•86,56 = 173,12 кВт·ч

- в рабочих водяных насосах оборотной системы водоснабжения;

Э₄ = n^s_раб • N_s = 4•6,31 = 25,24 кВт·ч

- в рабочих насосах системы циркуляции хладоносителя.

Удельный расход охлаждающей воды на компрессорной станции g_w:

(8.3)

9. Адсорбционная доосушка воздуха

В соответствии с заданием воздух в количестве Q_ад = 50 м³/мин должен досушиваться до температуры точки росы t_ад = -50 °С. Такие параметры достигаются в серийной адсорбционной установке осушки воздуха УОВ-30. Это моноблочный двухкорпусный агрегат с одним электронагревателем воздуха для регенерации.

Основные показатели УОВ 30:

расход осушаемого воздуха Q_ад = 30 м³/мин;

масса загружаемого адсорбента G_ад = 1050 кг;

расход воздуха на регенерацию Q_рег = 0,09 м³/c;

мощность электронагревателя воздуха N_э.в = 24 ч 30 кВт.

В качестве адсорбента выбран силикагель марки КСМ. Его динамическая влагоемкость (при t = 20 °С) составляет 10 %, а расчетная - 25 % от массы адсорбента. Он обеспечивает остаточное влагосодержание воздуха d_ост = 0,011 г/кг, что соответствует t_т.р = -52 °С.

Рабочая влагоемкость всей массы адсорбента установки составляет:

W_ад = G_ад•0,12 = 2•1050•0,12 = 252 кг. (9.1)

В соответствии со схемой КС воздух для доосушки поступает с параметрами насыщения, т.е. с температурой t₃ = 5°С, давлением Р₃ = 0,721 МПа и влагосодержанием d₃ = 0,75 г/кг. Количество влаги, поглощаемой адсорбентом из поступающего на осушку воздуха W_пог:

W_noг = G^ад_в•(d₃ - d_ост) = 4118,4•((0,8 - 0,011)/1000) = 3,25 кг/ч , (9.2)

где G^ад_в - массовый расход воздуха через адсорбер, кг/ч, определяется как

G^ад_в = Q_ад?с_вк•60 = 60•1,144•60 = 4118,4 кг/ч. (9.3)

Время работы одного корпуса адсорбера до насыщения находящегося в нем адсорбента ф_раб составит:

(9.4)

что составляет ф_раб = 3 суток.

Таким образом, регенерация аппарата производится 1 раз через 3 суток непрерывной работы блока осушки.



Заключение

Разработан источник сжатого воздуха для производственных нужд, с рабочей производительностью Q_раб = 2040 м³/мин при давлении нагнетания Р_кс=0,7103 МПа и температурой воздуха в коллекторе КС t_кс = 47 °С.

Принято для установки на КС 4 рабочих и 1 резервная турбокомпрессорная машина типа К-500-61-2.

Разработанная система осушки состоит из холодильной машины МКТ80-2-0, регенеративного теплообменника с поверхностью теплообмена F_pтo = 928,7 м² и охладителя-осушителя с поверхностью теплообмена F_оов =248,04 м² для каждого воздушного компрессора.

Влагосодержание подаваемого потребителю воздуха составляет d_п = 0,8 г/кг.

В качестве ХА принят аммиак R22 и в качестве ХН - водный раствор этиленгликоля с концентрацией ж = 8,4 %.

Для доосушки 50 м³/мин воздуха до t_тр = -52 °С выбрана 2 серийных адсорбционных установки

УОВ-30, позволяющие осушать 60 м³ в минуту до "точки росы" -52 °С.

В качестве адсорбента использован силикагель марки КСМ в кол-ве 1050 кг.

Расчетом установлены диаметры трубопроводов:

нагнетательного КУ - 426Ч7 мм;

магистрального воздуховода - 820Ч7 мм.

В качестве водоохладительного устройства принята вентиляторная 2-секционная градирня типа "Водоканалпроект" с капельным оросительным устройством сечением 144м² (12Ч12) каждая и вентиляторами 1ВГ-70.

Для циркуляции оборотной воды выбраны 4 рабочих насоса типа К280/30.

Для циркуляции ХН установлен 1 рабочий и 1 резервный насос К85/28 в каждой осушительной системе.

Расчетный эксергетический КПД компрессорной станции составляет

з^кс_ex = 73,4%.

Удельный расход электрической энергии на производство сжатого воздуха составляет

Э_у = 68,03 кВт·ч/( 1000·м³).

Удельный расход охлаждающей воды g_w = 12,8 л/м³.



Список литературы

1. Захаренко, С.О. Методические указания и задания к курсовому проекту по дисциплине «Технологические энергоносители промышленных предприятий» для студентов специальности «Промышленная теплоэнергетика»

2. Варгафтик, Н.Б. Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей : Справочник / Н.Б. Варгафтик. - 2-е изд., испр. и доп. - М. : Наука, 1972. - 720 с.

Размещено на Allbest.ru

...