Разработка системы снабжения предприятия сжатым воздухом

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Основными задачами курсового проектирования являются:

1. конкретизация и закрепление знаний по специальности, привитие навыков применения этих знаний при решении конкретных инженерно-технических задач;

2. развитие навыков самостоятельного творчества и использования специальной и справочной литературы;

3. овладение навыками проектирования и графического оформления результатов технических разработок.

При составлении заданий на проектирование руководителям работ необходимо предусматривать проработку курсовых проектов с максимальным приближением их к решению научно-технических задач, стоящих перед энергетикой, промышленностью и экологией. В связи с этим, как правило, курсовой проект должен выполняться на основе материалов, полученных студентами во время прохождения производственной практики в соответствии с темой проекта, которая выдается руководителем одновременно с заданием на практику.

Проектирование систем теплоэнергоснабжения промышленных предприятий - сложный процесс, требующий навыков комплексного решения многих разноплановых задач: термо-, газо- и гидродинамических; тепломассообменных; проектно- конструкторских; технико-экономических; монтажно-компоновочных и др.

Системы воздухо-, холодо-, водо- и кислородоснабжения являются довольно энергоемкими звеньями энергетического хозяйства предприятия. Поэтому вновь спроектированные или модернизированные источники энергоносителей должны быть по своим основным показателям выше лучших соответствующих прототипов. Это возможно только при использовании новейших достижений науки и техники в области проектирования и производства компрессорных машин, криогенных установок, холодильной и теплонасосной техники, тепломассообменных аппаратов, кот- ло- и насосостроения.

Особое внимание следует уделять вопросам экономии и рационального использования топливно-энергетических ресурсов, расширения областей использования безотходных технологий, защиты окружающей среды.



1.Расчет нагрузок и выбор состава оборудования компрессорной станции (КС)

Разработать систему снабжения предприятия сжатым воздухом при следующих исходных данных:

-годовое потребление воздуха Q_г =3,05*10⁵ тыс.м³

-число часов работы предприятия ф_г=6000 ч/год

Показатели графика воздухопотребления:

-коэф. максимально длительной нагрузки k_мд=1,12

-коэф. максимально возможной нагрузки k_м.в.=1,35

Параметры воздуха, требуемые потребителем:

-давление в коллекторе у потребителя P_п=0,65 МПа

-температура воздуха у потребителя t_п=50 ^оС

-влагосодержание воздуха d_п=0,45 гр/кг

Характеристика трассы воздухопровода:

-суммарная длинна прямых участков трассы l_пр=175 м

-число поворотов на 90 градусов n_пов=10 шт.

-число тройников (ответвлений) n_тр=4 шт.

-количество задвижек n_зад=5 шт.

Климатические условия работы системы г.Архангельск:

-расчётное барометрическое давление Р_а=0,101 МПа или 757 мм.рт.ст.

-температура t_а=24,5 ^оС

-энтальпия i_a= 55,3 кДж/кг

-скорость ветра w_a=5 м/с

-амплитуда суточных колебаний температуры Дt_a=9,8 ^oC

Определяем среднегодовую нагрузку станции с учётом потерь 10% воздуха в коммуникациях:



Q_cp=( 1,1 * Q_г)/( ф_г *60)=932 м³/мин

Максимально допустимая нагрузка для КС:

Q_m.д. = k_м.д * Q_cp=1,12*932=1043,8 м³/мин

Максимально возможная нагрузка для КС:

Q_m.b. = k_м.в * Q_cp =1,35*932=1258,2 м³/мин

Задаёмся центробежной компрессорной станцией ЦБКС. Определяем количество рабочих машин:

Принимаем праб.= 4 шт.; през = 1 шт. Находим расчётную производительность одного компрессора:

Q_к.р. = Q_m.д. /n_раб=1043,8/4=260,95 м³/мин

Используем компрессор ABAC D3/50 CM2:Q_к=260 м³/мин

В этом случае ТКУ в расчётных режимах КС имеет следующие производительности:

Q_раб= Q_к*n_раб=260*4=1040 м³/мин

Q_рез= Q_к* n_рез=260*1=260 м³/мин

Q_уст= Q_к* n_уст=260*5=1300 м³/мин

Имеется некоторая избыточность резерва:

n_рез= (Q_уст- Q_к)/ Q_m.д.=( 1300-260)/1043,8=0,99



2.Составление принципиальной схемы компрессорной установки и системы осушки, краткое описание технологии производства сжатого воздуха

производственный компрессорный осушка

На рис. 1 изображена принципиальная воздушная схема компрессорной станции с турбокомпрессорами:

1- воздухозаборное устройство; 2- фильтр пыли; 3- дроссельная заслонка; 4- секции турбокомпрессора; 5- промежуточные охладители воздуха; 6- воздухоохладитель концевой (ВОК); 7- влагоотделитель (ВО); 8 - регенеративный теплообменник (РТО); 9- охладитель-осушитель воздуха (ООВ); 10- насос хладоносителя; 11- холодильная машина (ХМ); 12- коллектор сжатого воздуха после КС; 13- воздушная магистраль; 14- коллектор сжатого воздуха у потребителя; 15- электродвигатель (ЭД) ; 16- насос оборотной воды; 17- вентиляторная градирня (ВГ); Тр- тройник; ОК- обратный клапан. При работе компрессора воздух из воздухозаборного устройства через фильтр и дроссельную заслонку поступает в 1-ю секцию сжатия. В секции может быть 1-3 центробежные ступени. После 1-й секции воздух охлаждается в П01, то же происходит и в П02 после 2-й секции. После последней секции воздух охлаждается в концевом охладителе с целью удаления из него части влаги. На напорной линии обязательны обратный клапан, противопомпажный и пусковой клапаны, запорная задвижка. Обратный клапан препятствует обратному току воздуха и раскрутке компрессора при аварийной остановке агрегата.

При выходе на номинальную частоту вращения ротора компрессора клапан закрывается, а дроссельной заслонкой 3 устанавливают требуемые давление и расход воздуха. При выравнивании давления воздуха за компрессором и в воздушной магистрали 13 самостоятельно открывается обратный клапан и воздух начинает поступать в общий коллектор или непосредственно в магистраль.



Рис.1 Принципиальная воздушная схема трёхсекционной компрессорной станции с турбокомпрессорами



3.Выбор типа и типоразмера водоохлаждающего устройства и определение параметров охлаждающей воды

В качестве расчётных принимаем параметры наружного воздуха в г. Архангельск для самого жаркого месяца года с необеспеченностью в 200 ч.

Барометрическое давление: P_a=0,101 МПа или 757мм.рт.ст.

Расчётная температура: t_a=24,5 ^оС

Энтальпия: i_a=55,3 кДж/кг

Скорость ветра: W_a=5 м/с

В соответствии с I,d - диаграммой в этих условиях:

Влагосодержание воздуха: d_a= 10,8 г/кг

Относительная влажность (степень насыщения): ц=53%

Температура "мокрого" термометра t_MT = 18,8 °С

Температура насыщения"точка росы" t_тp = 13,7 °С

Максимальная температура воды на выходе из градирни t_wl= 25,4 °С



4.Аэродинамический расчет магистрального воздухопровода

4.1 Расчёт участка магистрального трубопровода

За расчётный расход воздуха принимаем максимально длительную нагрузку КС:

Q_рас= Q_m.д.=1043,8 м³/мин

Определяем массовый расход воздуха в магистрали G_b:

G_b= (Q_рас*с₀)/60=(1043,8*1,293)/60=22,5 кг/с,

где с₀=1,293 кг/мЗ плотность воздуха в стандартных условиях.

Определяем ориентировочную приведённую длину трубопровода

l'_пр=1,2*l_тр= 1,2*175=210 м

Принимаем в первом приближении величину удельного падения давления в трассе ДР_уд=50 Па/м

Определяем падение давления в магистрали (в первом приближении):

ДР'_м=ДР_уд* l'_пр=10500 Па=0,01 МПа

Определяем средние параметры воздуха:

P'_ср=P_п+0,5* ДР'_м=0,65+0,01=0,655 МПа

Температура воздуха t_cp=t_п=t_кс= 50°С или Т_ср=Т_п =Т_кс= 323 К



Средняя плотность воздуха в трубопроводе:

р'_ср= с₀*((Р'_ср*Т_о)/(Р_о*Т_ср))= 7,15 кг/м³

где Т_о = 273,15 К и Р_о = 0,1 МПа

Вычисляем действительный средний объёмный расход воздуха в магистрали:

Q'_cp = g_b/ с'_cp =22,5/7,15=3,14 м³/c

Выбираем экономически оптимальную скорость воздуха:

W_опт =13 м/с

Определяем расчётный внутренний диаметр трубопровода магистрали:

D_рас.вн. =((4*Q'_cp)/( Дt*W_опт))^0,5 = 0,600 м

По госту берём трубу: D_h = 630мм; д= 7мм = 0,007м

С абсолютной шероховатостью Д=0,8 мм

e= Д/ D_{гост вн}=0,00129

где D_{гост вн} = D_h-2* д = 616 мм = 0,616м

Вычисляем фактическую скорость движения воздуха в магистрали в первом приближении:

W'_b = (4*Q'_cp)/(р *( D_{гост вн} ²))=10,55 м/с



Определяем значение Рейнольдса характеризующее режим течения:

R_e' = (W'_b * D_{гост вн} *с'_cp)/м_в=3010684,27

где м_в = 0,00001935 Па*с коэф. динам. вязкости при t_cp=45°C

Оцениваем границы применимости расчётных формул:

10/е = 7650

500/е = 382500

Так как Re'>500/e, то расчётное значение коэффициента трения л' составит:

л'=0,11*е^0,25=0,0209

Определяем эквивалентные длины местных сопротивлений 1_эк:

1_{эк зад}=5,7 м

1_{эк тр1}=99,1 м

1_{эк тр2}=66,2 м

1_эктр3=49,6 м

1_{эк тр4}=33,1 м

1_эктр5=49,6 м

1_{эк тр6}=66,2 м

Для колена с R_п=2*D_bh с коэффиц. Местного сопротивления о_мс= 0,5 экв

Длинна составит:



1_{пов эк} =( о_мс * D_{гост вн}) л'= 14,7м

По ГОСТу 1_{пов эк} = 16,5м

Уточняем приведённую длинну магистрали l''_пр во втором приближении:

l''_пр =1_тр+1_{эк зад}*n_зад+?1_{тр эк} +1_{пов эк} *n_пов= 823,3 м

Расписываем потери давления в магистрали:

ДР"_м= л'*(1"_пр/ D_{гост вн})*((W'_b))*с'_ср= 16732,0 Па = 0,0167 МПа

Определяем уточнённое значение средней плотности воздуха:

с"_ср= с _о*((Р'_ср*Т_о)/(Р_о*Т_ср))= 7,619 кг/м

Расхождение в значениях плотности воздуха составляет:

д=((с'_ср-с"_ср)/с'_ср)* 100=0 %

это меньше допустимого (2,5%) других приближений не требуется.

Определяем уточнённое значение среднего давления воздуха:

Р"_ср=Р_п+0,5ДР"_м=0,688 МПа

Определяем давление воздуха в коллекторе КС:

Р"_кс=Р_п+ДР"_м= 0,697 МПа



4.2 Расчёт участка нагнетательного трубопровода отдельной КУ (от РТО до коллектора КС)

Диаметр нагнетательного трубопровода КУ оценивается по номинальной ' производительности компрессора: Q_k=355 м³/мин

Определяем массовый расход воздуха в магистрали G_b:

G_b=(Q_k* с_o)/60=7,65 кг/с

Определяем объёмный расход воздуха в нагнетательном трубопроводе

Средняя плотность воздуха принимается такая как в магистрали

с_ср = 7,61898 кг/м³

Q_н.тр = G_к/с_ср =1,00 м³/с

Определяем диаметр трубопровода:

D_рас.вн = ((4* Q_н.тр)/(р*W_опт))^0,5 = 0,314 м

где W_опт =13m/c принятая экономически оптимальная скорость воздуха в трубе.

По ГОСТ 8732-78 выбираем трубу 325x7 с Dbh = 325 мм = 0,325 м

Определяем реальную скорость потока воздуха:

W_b.h = (4*Q_h.tp)/ (р* D_{гост вн.н}²) = 12,110м/с

Определяем число Рейнольдса:



Re = (W_b* D_{гост вн.}*с_ср)/м_в = 1549679

Определяем абсолютную и относительную шероховатость трубы Д= 1мм

е=Д/ D_{гост вн.}= 3,07

Определяем границы режимов:

500/е= 162,5 < Re,

Определяем коэффициент трения:

л=0,11*е^0,25 =0,145,

На участке от РТО до коллектора принимаются эквивалентные длины местных сопротивлений.

Обратный клапан:

1_ок.экв = 29,2 м

Задвижка:

1_{зад.экв}=4,17 м

Определяется ориентировочно-приведённая длина:

1_пр.= 1_тр+1_ок.экв+1_{зад.экв} = 53,37 м,



где 1_тр=20 м. длина прямых участков.

Определяем потери давления в трубопроводе от сил трения:

ДР_н = л(l_пр/ D_{гост вн.})*( W_в.н.)*с_cp = 13366 Па = 0,0133 МПа,

Определяем потери давления в рессивере и поворотах трубопровода обвязки:

Принимаем коэффициенты сопротивлений:

о = 1 выход из трубы в сосуд больших размеров

о= 0,5 вход в трубу без закругления кромок

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

Эквивалентная длинна этих сопротивлений составит:

1_экв=(?о_м.с* D_{гост вн.})л=7,8 м

Потери давления от местных сопротивлений составят:

ДР_м.с=л*(1_экв/ D_{гост вн.})*( W_в.н)*с_ср= 1955 Па

Определяем общие потери давления в нагнетательном трубопроводе на участке от РТО до нагнетательного коллектора КС:

ДРн.тр =ДРн+ДРм.с =15321 Па = 0,01532 МПа

4.3 Оценка потери 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 расчётов. Принимаем следующие потери давления:

ДР_то=13 кПа- в теплообменниках

ДР_во=4 кПа= 0,004 МПа - во влагоотделителях и соединительных трубопроводах.

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

Р_З =Р_кс+ДР_н.тр+ДР_то=0,73 МПа

Р₂ =Р_З+ДР_во+ДР_то=0,742 МПа

Р₁ =Р₂+ДР_во+ДР_то=0,759 МПа

Потери давления в концевом охладителе воздуха (ВОК) и его влагоотделителе будут учтены в термодинамическом расчёте компрессорной установки.

Расчётом установлены диаметры трубопроводов: нагнетательного КУ- диаметром 325x7 мм, магистрального воздуховода диаметром 630x7 мм.



5.Тепловой расчет компрессорной и воздухоосушительной установок

Принимаем дополнительные данные к расчёту

Р_вс = 800 Па = 0,0008 МПа - Потери давления на линии всасывании

5--5"=8" -- 0,97 - коэффициенты, учитывающие потери давления в промежуточных и концевых охладителях воздуха

ДТ_хол = 10 К -недоохлаждение воздуха до температуры воды в промежуточных охладителях

з_ад= 0,8 -адиабатный (изотропный) КПД ступеней сжатия ТКУ

з_эм = 0,97 - электромеханический КПД ступеней сжатия ТКУ

Находим значение давлений на всасе и нагнетании компрессора:

Р'_вк = Р_а-ДР_вс = 0,0982 МПа

Р_ку =Р₁ = 0,759 МПа

Степени повышения давления в секциях турбокомпрессора:

е'= е"=е'''=(1/д)*(Р_ку/Р'_вк)^0,33 = 2,025

Давление воздуха между ступенями сжатия:

Р'нк = Р'_вк*е' = 0,1988 МПа

Р"вк = Р'_нк*д' = 0,1928 МПа

Р"нк = Р"_вк*е' = 0,390 МПа

Р'"вк = Р"_нк*д' = 0,3787 МПа

Р'"нк = Р"'_вк*е' = 0,7667 МПа

Значение температур воздуха на входе в секции сжатия:



Т'_вк =Т_а= 298,8 К=25,8°С

Т''_вк = Г'''_вк =Т_w1+Дt_хол = 308,4 К= 35,4 °С

Удельные работы сжатия по секциям:

а)в первой секции

l'_к = k/k-1*R*T'_вх*[( е')^к/к-1-1]*1/з_ад = 83,8 кДж/кг

б)во второй и третьей секциях

l''_к=l'''_к = k/k-1 *R*T"_bx* [(8^и)^к/к-1 -1 ]*1/з_ад = 86,5 кДж/кг

Здесь к = 1,4 показатель адиабаты для воздуха

R = 0,287 кДж/кг*К газовая постоянная для воздуха

Значение температур воздуха на выходе из секций сжатия:

Т_нк = Т'_вк+(l_к/С_рв )= 381 К= 108 °С

Т"_нк = Т'''_нк = Т"_вк+(l_к/С_рв) = 393 К = 120°С

здесь С_рв =1,02 кДж/кг*К средняя изобарная теплоёмкость воздуха

Рис.2 Диаграмма изменения температур теплоносителей в промежуточном охладителе воздуха



Рис.3 Диаграмма изменения температур теплоносителей в концевом

Массовая производительность компрессора в рассчитываемых условиях:

G_k = (Q_bk*с_bk)/60 = 6,868 кг/с,

где р_вк = p_o*((Р'_вк*Т_o)/(Р_o*Т_а)) = 1,161 кг/м³ - плотность воздуха на всасывании

Электрическая мощность, потребляемая приводом компрессора

N_k = (G_k*1?k)/з_эм=1817 кВт,

где 1?k= l'_к+1"_к+l'"_к = 256,7 кДж/кг - суммарная удельная работа сжатия компрессора



6.Расчет влагосодержания воздуха во всех характерных точках схемы. Выбор основного теплообменного оборудования КС и поверочный расчет одного теплообменного аппарата

Вычисляем температуру воздуха в (точке 3) t₃:

d_п = 0,4 г/кг,

так как dn - dH то парциальное давление водяных паров в осушенном воздухе составит:

Р_нЗ = (d_H3*P₃)/(622+d_H3) = 450 Па

В соответствии с термодинамическими свойствами воды и водяного пара это точка росы t_H = -3,8 °С.

Принимаем t_н = 13 = -4°С

Значение температур воздуха t_l и t₂ (в точках 1 и 2) определяются из мнения теплового баланса для РТО. При отсутствии отбора воздуха на осушку это уравнение имеет вид

t_KC-t₃ =11 -12.

Принимаем средний температурный напор в РТО: Дt_cp =20 °С

Рис.4 Диаграмма изменения температур теплоносителей в регенеративном теплообменнике

Можно считать, что t₂-t₃ = t_l -t_KC=Дt_cp = 20°С



Рис.4

производственный компрессорный осушка

Тогда учитывая, что tKC-tn = 45°С:

t_l = t_кс+Дt_ср = 65°С

t₂ = t₃+Дt_cp = 16°С

Заметим что t_l=t_KC - температура воздуха за ВОК.

Тепловая мощность регенеративного теплообменника составляет:

Q_рто = G_k*С_рв*(Т₁-Т₂) = 343,2 кВт

Требуемая поверхность теплообмена F_рто оценивается примерно:

F_рто = Q_рто/(k*Дt_cp) = 686,5 м²,

где к = 25 Вт/(м²*К)

Вычисляем количество влаги, отделяемое в теплообменниках осушки G_wot, кг/с. В концевом воздухоохладителе - это разность между начальным влагосодержанием воздуха

d_a = 10,8 г/кг и насыщающим влагосодержанием воздуха в точке 1 dнl. Если она меньше при t_нl= 65°С.



d_нl = 622*(Р_н1/(Р₁-Р_н1)) = 17,42 г/кг

Так как d_нl>d_a, то выпадение влаги после ВОК не происходит Влагосодержание воздуха в точке 2 (после РТО) определяется насыщающим влагосодержанием d_н2 при температуре воздуха t_н2=16⁰C.

d_H2 = 622*(Рн2/(Р2-Рн2)) = 2,77 г/кг

Количество выпадаемой в виде росы влаги в точке 2 составляет:

G_{рто w от} = G_K*(d_a-d_н2) = 55,14 г/с

Количество отделяемой влаги в охладителе осушителе составит:

G_{oob w от} = G_K*(d_н2-d_н3) = 16,3 г/с

Суммарное количество атмосферной влаги , отделяемой в воздухоохладителях компрессорной уст. Составит:

G_{ку w от} = G_{рто w ot}+G_{oob w от}=71,42 г/с,

V_{ку w от} = G_{ку w от}* (3600/1000) = 257,1 м³/ч.



7.Выбор и термодинамический расчет холодильной машины блока осушки

Тепловая нагрузка охладителя-осушителя (ООВ) хладопотребление:

Q'_o = G_к*C_рв*(t₂-t₃) = 140,1 кВт

Требуемая хладопроизводительность источника холода Q_o с учётом теплопритока в систему хладоснабжения через изоляцию О_из = 12% от Q_o составит:

Q_o = l,12*Q'_o = 156,9 кВт

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

Дt_к = 5°С - в конденсаторе

Дt_ooв = 7°С - температура ХН на выходе из испарителя

Дt_и =3°С - температура кипения ХА в испарителе

В соответствии с диаграммами распределения температур в теплообменниках КС оцениваются:

t_к = t_w2+Дt_к=38,2°С -- температура конденсации ХА

t_s2 = t₃-Дt_ooв =-11°С -- температура ХН на выходе из испарителя

t_o = t_s2-Дt_и = -14°С - температура кипения ХА в испарителе



Рис.5 Диаграмма изменения температур теплоносителей в конденсаторе ХМ

Рис.6 Диаграмма изменения температур теплоносителей в испарителе ХМ

Средний температурный напор в ООВ составит:

Дt_{ooв ср} = (Дtд-Дt_м)/(ln*(Дtд/Дt_м)) = 12,38 °С,

где Дtд = t₂-t_s1 = 20°C - наибольший температурный напор на горячем конце теплообменника

Дt_м = t₃-t_s2 = 7°С - наименьший температурный напор на холодном конце теплообменника.

Рис.7 Диаграмма изменения температур теплоносителей в охладителе - осушителе воздуха

Тогда требуемая поверхность теплообмена воздухоосушителя будет равна:

Foob = Q'o/k*AtooB ср = 282,8 м²,

где k = 10-60 Вт/ м²*К - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи в теплообменниках типа «газ-жидкость».

Выбираем холодильную машину из серийно выпускаемых работающую на хладоне R22.

Это будет машина МКТ220-2-2 с водяным охлаждением конденсаторов Диапазон рабочих параметров:

t_o = -34+-9

t_wl = от 1 до 30 °С

Расчётные (стандартные) условия работы:

Q_{ст о} = 194 кВт



t_s2 = -10°С

t_o= 15°С

N_э = 81 кВт

Таблица. 1 термодинамические параметры R 22 для стандартных и рабочих

Степень повышения давления в компрессоре в рабочих условиях ниже, чем в стандартных:

е_{к ст} = Р_{к ст}/Р_{о ст} = 4,57

е_{к раб} = Р_{к ст}/Р_{о раб} = 3,21

Следовательно, коэфф. подачи холодильного компрессора в рабочих условиях будет выше, чем в расчётных тоесть л>л_ст

Для упрощения принимаем л?л_ст

Реальная хладопроизводительность МКТ220-2-2 в рабочих условиях составит:

Q_{o раб} = ост*(g_o* ост*л)/(g_{o ct}*V_o* л _ct)= 263 кВт,

Что меньше требуемой (без учёта роста коэффицента л) на:

Д'=(Q_{o paб}-Q_o)/Q_o = 0,67%



Таким образом, МКТ220-2-2 удовлетворяет требованиям и может быть использован в системе.

7.1 Расчёт цикла холодильной машины

Таблица 2. Термодинамические параметры ХА в цикле

№ точек	tо,oC	Po,МПа	I,кДж/кг	S,кДж/кг*К
1	10	0,422	713,4	1,795
2ад	68	1,3541	745,8	1,795
2	80	1,3541	753,9	-
3	35	1,3541	542,8	-
4	27	1,3541	532	-
5	-8	0,422	532	-
6	-8	0,422	702,6	-

Принята величина перегрева паров ХА на линии всасывания:

Дt = 288°С

Энтальпия в точке 4 i4 определяется из соотношения:

i4 = i3+i6-il = 532 кДж/кг

Энтальпия в точке 2 i2 находим из выражения для адиабатного КПД компрессора, где принято з_ад = 0,8:

i2 = П+((i2_ад-il)/з_ад) = 753,9 кДж/кг

Удельная тепловая нагрузка испарителя:

q_o = i₆-i₅ = 170,6 кДж/кг



Удельная внутренняя работа компрессора:

Lk = i₂-i_l =40,5 кДж/кг

Массовый расход ХА, циркулирующего в контуре холодильной машины:

G_xa = Q_o/q_o = 0,92 кг/с

Тепловая нагрузка конденсатора ХМ:

Q_k = G_xa*(i₂-i₃) = 194,2 кВт

Мощность, потребляемая компрессором:

N_{xm к} = G_xa*l_к = 37,3 кВт

Проверка теплового баланса в цикле ХМ:

Q'_k = Q_o+N_{xm к} = 194,2 кВт

Погрешности баланса составляют при этом:

д^? = (Q_k-Q'_k)/Q_k*100 = 0,00%

Электрическая мощность холодильной машины при принятом значении КПД з_эм = 0,92:



N_{xm э} = N_{xm к}/з_эм = 40,5 кВт

Холодильный коэффициент ХМ:

Е_о = Q_o/N_{xm э} = 3,88

Эксергетический КПД холодильной машины по хладагенту:

з_ex = (Q_o*(фq)н)/N_{xm э} = 0,439 = 43,96%

(фq)н=|l-T_wl/T_o|=0,l 134 - коэфф. работоспособности теплового потока при t кипения хладагента.



8. Гидравлический расчет и выбор насосов циркуляционных систем водо- и холодоснабжения КС

8.1 Расчёт системы хладоснабжения

В качестве хладоносителя принимается (согласно задания) водный раствор этиленгликоля с температурой замерзания t3aM.°C. Обычно температура замерзания ХН выбирается на величину Дt_зам = 5-10°С ниже температуры кипения ХА в испарителе. Принято Дt_зам = 10 °С

Тогда t_зам = t_o-Дt_зам = -15°С

Это соответствует концентрации раствора о⁼ 27,4%

Подогрев ХН в ООВ принимается:

Дt_s = t_sl-t_s2 = 7°С

Расход ХН в циркуляционной системе хладоснабжения составляет:

G_s = Q_o/(C_s*Дt_s) = 6,12 кг/с,

где C_s = 3,665 кДж/кг*К - теплоёмкость ХН при средней рабочей t_{cp s}

t_{cp s}= (t_sl+t_s2)/2 = -7,5°C,

В объёмных единицах расход ХН Vs, при плотности раствора р=1035 кг/м³ составит:



V_s = G_s/p_s = 21,3 м³/ч,

Расчёт напора циркуляционного насоса возможен только при выполненной монтажной схеме системы хладоснабжения. Приблизительно оценивается требуемый напор H_s =17м Для циркуляции системы ХН выбираем насос марки К-10/17 с числом оборотов з_н= 2900об/мин и КПД з_н = 80% в расчётном режиме.

Потребляемая электрическая мощность составит:

N_эс =(V_s*p_s*g*H_s)/з_н* 1000=12,75 кВт

8.2 Расчёт системы оборотного водоснабжения для КС с турбокомпрессорами

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

Тепловые нагрузки водоохлаждаемых аппаратов КС составляют:

В промышленных охладителях воздуха:

Q'_по = G_k*С_рв*(Т'_нк-Т"_вк) = 508,0 кВт

Q"_по = G_K*C_pв*(T''_нк-T'''_вк) = 593,7 кВт

В концевом охладителе воздуха:

Q_{bo к} = G_k* С_рв* (Т"_нк-Т_ку) = 526,5 кВт

Тепловая мощность конденсатора холодильной машины системы осушки Qk = 194,2 кВт.

Расчёт воды в аппаратах Gw составит:



G_{поl w} = Q'_по/(C_w*Дt_w) = 15,54 кг/с (л/с)

G_{по2 w} = G_{по3 w}=Q"_по/(C_w*Дt_w) =18,17 кг/с (л/с)

G_{вок w} = Q_вок/(C_w*Дt_w)= 16,11 кг/с (л/с)

G_{к w} = Q_k/(C_w* Дt_w) = 5,94 кг/с (л/с)

Суммарное потребление воды в компрессорной установке с учётом 10% в маслоохладителях составляет:

G_{ку w} = 1,1 *( G_{поl w}+G_{по2 w}+G_{вок w}) = 54,8 кг/с (л/с)

Или в объёмных единицах:

У_{ку w} = G_{ку w}*(3600/1000) = 197,3 м³/ч

Общий расход оборотной воды для охлаждения рабочих машин КС составит:

G_{kc w} = n_paб*G_{ку w} = 219,2 кг/с (л/с)

Или в объёмных единицах:

У_{кс w} = n_раб*У_{ку w} = 789,2 м³/ч = 0,219 м³/с

Необходимая площадь поперечного сечения плёночного оросительного устройства, ориентировочно составит:

F'_op = V_{kc w}/g'_op = 87,69 м²



где g'_op = 9 м³/м²*ч

Выбираем двух секционную вентиляторную градирню типа "Союзводоканал проект" с поперечным сечением оросителя секции f '_op = 64м². Размеры секции 8x8 площадь орошения Fop = 128м² [1]. Действительная плотность орошения градирни составит:

g'_op = V_{kc w}/F_op = 6,17 м³/м²*ч,

Расчёт температуры охлаждённой в градирне воды, выполненный по диаграмме показал, что t_wl = 17,8°С при t_мт = 11°С.

С учётом поправки на действительную температуру влажного термометра t_мт = 18,8 °С она составляет t_w1=25,4 °С это совпадает с первоначально принятым значением.

При сохранении принятых ранее значений необходимого напора циркуляционных насосов оборотной системы определяется потребляемая насосами электрическая мощность:

N_{э w} =(V_{kc w}*p*g*H_w)/(з_н* 1000) = 80,6 кВт,

где р = 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 работающих насосов n_раб = 2.

Производительность насоса составит:

V_h = G_{kc w}/з_paб = 110 л/с или 394,59 м³/ч,



Подходит насос Д 500-64 с производительностью 400 м³/ч и развиваемым напором 70 м. Мощность эл. дв. 135 кВт. Обороты 1450 об/мин.



9.Расчет удельных показателей компрессорной станции

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

Эксергетический КПД станции без учёта расхода электроэнергии в вентиляторах градирни составляет [3]:

з_{кс ех} = Е_в/(?Е_вк+ЈЕвэ)= 0,67 или 67 %

Здесь Е_в - эксергия сжатого воздуха, которая определяется по формуле:

Е_в = G_K*n_paб*(i_в-i_oc-T_oc*(S_в-S_oc)) = 5228,2 кВт

i_в=l 1892 Дж/моль =411,5 кДж/кг - энтальпия сжатого воздуха при

Р_кс = 0,68 МПа и Т_кс = 318 К

i_oc = 11646,7 Дж/моль = 402 кДж/кг -энтальпия атмосферного воздуха при Т_ос = 298,8 К

S_в = 97,4 Дж/моль*К = 3,36 кДж/кг*К - энтропия сжатого воздуха,

S_oc=112,8 Дж/моль*К = 3,9 кДж/кг*К-энтропия атмосферного воздуха, при Т_ос = 298,8 К.

?Е_вк = n_раб*N_к = 7269,1 кВт - эксергия, потребляемая всеми воздушными компрессорами станции

?Е_вэ = n_раб*(N_{хм к}+N_{э w}+N_{э s}) = 536,3 кВт - эксергия (суммарная эл.мощ.), потребляемая насосами циркуляции оборотной воды и хладоносителя

Удельный расход эл. энергии на производство 1000 м³ сжатого воздуха находим по формуле:



Э_у = ((Э₁+Э₂+Э₃)*1000)/(Q_к*n_paб) = 91,6 кВт*ч/1000м³

Здесь Э₁ = N_к*n_{к раб}*1ч =7269,1 кВт*час - расход эл. энергии за 1 час в воздушных компрессорах

Э₂= N_{xm э}* n_{к раб}*1ч = 324,0 кВт*ч - расход эл. энергии в компрессорах холодильных машин за 1 час

Э₃= N_{3 w}+ N_{э s}= 212,29 кВт*ч -расход эл. энергии в циркуляционных насосах воды и ХН за 1 час

Удельный расход охлаждающей воды в компрессорной станции находим по формуле:

g_w = (G_{kc w}*60)/(Q_k*n_paб) = 9,3 л

9.1 Адсорбционная доосушка воздуха

В соответствии с заданием воздух в количестве Q_ад =100 м³/мин должен досушиваться до температуры точки росы t_ад = -50 °С. Такие параметры достигаются в серийной адсорбционной установке осушки воздуха УОВ-ЮО. Это моноблочный двухкорпусный агрегат с одним электронагревателем воздуха для регенерации. Основные показатели УОВ-ЮО:

Расход осушаемого воздуха Q_ад =100 м³/мин

Масса загружаемого адсорбента Q_ад = 2240 кг

Мощность эл. нагревателя воздуха N_э.в = 87-90 кВт

В качестве адсорбента выбран силикагель марки КСМ. Его динамическая влагоёмкость (при t=20°C) составляет 25%, а расчётная -12% от массы адсорбента.

Он обеспечивает остаточное влагосодержание d_ocт=0,011 г/кг, что соответствует t_т.p=-52 °С. Рабочая влагоёмкость всей массы адсорбента установки составляет:



W_ад = 0,12*G_ад = 268,8 кг

В соответствии со схемой КС воздух для доосушки поступает с параметрами насыщения, то есть с температурой t₃ = -4°С, давлением Р_З = 0,73 Мпа и влагосодержанием d₃ = 0,4 г/кг.

Количество влаги, поглощаемой адсорбентом из поступающего на осушку воздуха:

W_пог = G_ад.в*(d₃-d_ocт) = G_aд.в*((d₃-d_ocт)/1000) = 2,71 кг/ч

где G_aд.в =Q_ад* р_вк*60 =6964,4 кг/ч

Во время работы одного корпуса адсорбера до насыщения находящегося в нём адсорбента траб составит:

ф_раб =W_aд/W_пог=99 ч или ф_раб= 4,13 суток

Таким образом, регенерация аппарата производится 1 раз через 4,13 суток непрерывной работы блока осушки.



Заключение

Разработан источник сжатого воздуха для производственных нужд, с рабочей производительностью Q_paб = 1420 м³/мин. При давлении нагнетания Р_кс < 0,9 Мпа и температурой воздуха в коллекторе КС t_KC=45 °С. Принято для установки на КС 3 работающих и одна резервная машина типа К-345-92- 1. Разработана система осушки состоящая из холодильной машины MKT 220- 2-2, регенеративного теплообменника с поверхностью теплообмена F_pто = 686 м² и охладителя - осушителя с поверхностью теплообмена F_oob = 283 м² для каждого воздуш. компрессора.

Влагосодержание подаваемого потребителю воздуха составляет d_п = 0,4 г/кг. В качестве ХА принят хладон R22 и в качестве ХН- водный раствор этиленгликоля с концентрацией о = 27,4 %. Для доосушки м³/мин.воздуха до t_тp = -50 °С выбрана серийная адсорбционная установка УОВ-ЮО, позволяющая осушать 100м³ в минуту до "точки росы" -52°С. В качестве адсорбента принят силикагель марки КСМ в количестве 2400 кг. Расчётом установлены диаметры трубопроводов: нагнетательного КУ- диаметром 325x7 мм, магистрального воздуховода диаметром 630x7 мм.

В качестве водоохладительного устройства принята вентиляторная двухсекционная градирня типа "Союзводоканалпроект" с плёночным оросительным устройством сечением 64м (8x8) каждая и вентиляторами 1ВГ-50. Для циркуляции оборотной воды выбраны два работающих и два резервных насоса типа Д 500-64 п=1450 об/мин. Для циркуляции ХН установлено по одному работающему и одному резервному насосу К-10/17 в каждой осушительной системе. Расчётный эксергетический КПД компрессорной станции составляет з_{кс ех} = 66,98 %. Удельный расход электроэнергии на производство сжатого воздуха составляет Э_у = 91,6 кВт*ч/1000м³. Удельный расход охлаждающей воды составляет g_w = 9,3 л.



Список использованной литературы

1.Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник. /Под общ. ред. ВА. Григорьева, В А Зорина - 2-е изд. перераб. М.: Энергоатомиздат, 1991.

2.Богданов С.Н., Иванов О.П., Куприянова А.В. Холодильная техника. Свойства веществ: Справочник. М: Агропромиздат, 1985.

3.Системы воздухоснабжения промышленных предприятий. / Борисов Б.Г., Калинин Н.В., Михайлов В А. и др.; Под ред. В.А. Германа. М: Моск. энерг. ин-т, 1989.

4.Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию / Г.С. Борисов, BJI. Брыков, Ю.И. Дытнерский и др.; Под ред. ЮЛ Дытнерского, 2-е изд., перераб. и доп. М: Химия, 1991.

5.Справочник по физико-техническим основам криогеники / МЛ. Манков, И.Б. Данилов, А.Г. Зельдович и др.; Под ред. MJI. Малкова. -3-е изд., перераб. и доп. М.: Энергоатомиздат, 1985.

6.Кумиров Б А, Валиев РЛ Расчет системы снабжения предприятий сжатым воздухом: Учеб. пособие. Казань: Казан, гос. энерг. ун-т, 2003.

7.Карелин BJL, Минаев А.В. Насосы и насосные станции: Учебник для вузов. -2-е изд., перераб. и доп. М: Стройиздат, 1986.

8.Щербин В .А., Гринберг ЯЛ Холодильные станции и установки. М.: Химия, 1979.

9.Перелыптейн ИЛ, Перушин Е.Б. Термодинамические и теплофизические свойства рабочих веществ холодильных машин и тепловых насосов. М: Лепсая и пищевая промышленность, 1984.

Размещено на Allbest.ru

...