Расчет системы воздухоснабжения

Казанский Государственный Технологический Университет.

Кафедра: ТОТ

Курсовой проект

на тему:

"Расчет системы воздухоснабжения"

Выполнил:

студент гр.227-181

Проверил:

Максудов Р. Н.

Казань, 2010 г

Содержание

Задание

Расчет нагрузок и выбор основного оборудования воздушной КС

Гидравлический расчет магистрального воздухопровода

Тепловой расчет центробежной турбокомпрессорной установки

Расчет системы осушки сжатого воздуха

Расчет показателей эффективности работы компрессорной станции

Задание

Составить схему снабжения предприятия сжатым воздухом и произвести ее расчет. Система содержит компрессорную станцию с центробежными компрессорами, установку для осушки воздуха и магистраль для его подачи от станции до потребителя.

Предусматривается процесс осушки воздуха методом его охлаждения в аппартах-воздухоосушителях с помощью холодильной машины.

Схема холодоснабжения системы осушки - с промежуточным хладоносителем.

Водоохлаждающие устройства системы оборотного водоснабжения компрессорной станции - вентиляторные градирни.

 

Расчет нагрузок и выбор основного оборудования воздушной КС

1) Среднечасовое Vср, м³/сут, потребление воздуха.

Необходимо учитывать потери сжатого воздуха в системе. Считают обычно, что непроизводительные расходы воздуха составляют 10% от полезно затраченных.

Тогда

Vср=1,1Vr/τr60,где Vr - годовое потребление воздуха, куб. м. в год

τr-число часов использования нагрузки в году

Vср=1,13,459107/720060=94,242 м³/мин

Vs=1,13,45910724/7200=135708,1 м³/сут

2) Максимально длительное Vм. д. и максимально возможное Vм. в., м³/мин, воздухопотребление:

Vм. д. =Kм. д. Vср=1,2·94,242=113,09 м³/мин

Vм. в. =Kм. в. Vср=1,5·94,242=141,361 м³/мин

Где Км. д. и Км. в. - коэффициенты неравномерности нагрузки

3) Выбираем тип и число компрессоров

Установленная производительность КС Vуст складывается из рабочей Vраб и резервной Vрез, м³/мин, производительностей:

Vуст=Vраб+Vрез

При этом следует учитывать, что обычно

Vуст≥Vм. в. (+5%) В нашем случае Vуст=148,429 м³/мин

Выбираем центробежную турбокомпрессорную установку: 21ВЦ-63/9

Выбираем резервную центробежную турбокомпрессорную установку: 21ВЦ-63/9

Чтобы обеспечить максимально возможное воздухопотребление необходимо 3 рабочих турбокомпрессорных установки и 1 резервная, откуда установленная производительность КС:

Vуст= (3·63) +63=252 м³/мин

Основное правило резерва соблюдено: V^рез≥Vк^наиб

4) Окончательно определяются все виды производительностей компрессорной станции:

Vраб=nрабVк=363=189 м³/мин

Vрез=nрезVрез=163=63 м³/мин

Vуст=Vраб+Vрез=189+63=252 м³/мин

5) Оценивается значение коэффициента резерва ηрез:

ηрез= (Vуст-Vkнаиб) /Vр= (252-63) /189=1

где Vр - расчетная производительность компрессорной станции. Обычно Vp=Vcp

 

Гидравлический расчет магистрального воздухопровода

Схема воздухопровода:

 

На схеме:

Рабочих компрессоров - 3 шт. Резервных компрессоров - 1 шт. Число поворотов на 90^о - 10 шт. Число тройников - 3 шт. Число задвижек - 4 шт.

1) Ориентировочно оцениваем приведенные длины участков lпр, м

lпр= (1,05-1,2) li=1,2235=282 м

2) Принимаем приближенное значение удельного падения давления на участках ΔРуд=60 Па/м

3) Оцениваем падение давления на участках магистрали

ΔРi=ΔРудli=60282=16920 Па

4) Оцениваем средние параметры воздуха на участках:

а) давление Рср, МПа:

Рср=Р’+0,5ΔРi=0,67+0,50,016920=0,678 Мпа

б) температура воздуха tср, ^оС принимается низменной по длине магистрали (охлаждением пренебрегаем):

tср=tп=tс=35^оС

в) плотность воздуха на участках ρ’ср, кг/м³

ρ’_ср=ρ_оР’_срТ_о/Р_оТ_ср1=1,2940,67273/0,101325308=7,584 кг/м³

5) Вычисляем действительные средние объемные расходы воздуха на участках воздухопровода V’cр, м³/с

V’_cр=G’_i/ρ’_ср=2,437/7,584=0,32 м³/с

6) Принимается значение экономически оптимальной скорости воздуха в трубопроводе Wоп=14 м/с

7) Определяем ориентировочные значения внутренних диаметров труб на участках Dвн^рас, м:

Dвн^рас =√4V’cр/πWоп=√40,32/π14=0,17м

8) По ГОСТу выбираем ближайшие значения внутренних диаметров труб Dv=170мм

9) Оцениваем абсолютную шероховатость из {3, с.14} для воздуховодов турбокомпрессоров: Δ=0,8 мм

Относительную шероховатость: ei=Δ/Dv=0,8/0,17=4,71

10) Фактические скорости воздуха:

Wi=4V’ср/πDv²=40,32/π0,17²=14,09 м/с

11) Оцениваем режим течения воздуха в трубопроводе:

Re=WiDvρ’ср/μв=14,090,177,584/17,210^-6=1,056х10⁶

где μв-коэффициент динамической вязкости воздуха [3], Пас

тогда λ=0,11еi^0,25=0,16

12) Уточняем приведенные длины участков магистрали, м

l’’пр=li+∑lэк=235+61,05=296,05 м,

где ∑lэк=∑ξDv/λ=10,750,17/0,16=61,05м

13) Вычисляем потери давления в трубопроводе, Па

ΔР”=λlпр” (W’) 2ρ’ср/Dv2=0,16296,05 (14,09) ²7,584/0,172=0,0209 МПа

Р”=Рп+ΔР”=0,67+0,0209=0,6909 МПа

14) По фактическому значению давления и его потери на участках определяется действительная средняя плотность воздуха, кг/м³

ρ”ср= ρоР”ср1То/РоТср1=1,2940,683273/0,101325308=7,844 кг/м³

где Р”ср1=0,6909+0,0209=0,712 МПа

15) Проверяем расхождение полученных значений средних плотностей воздуха с принятыми ранее

(7,584-7,844) /7,584=0,34%<2,5%

 

Тепловой расчет центробежной турбокомпрессорной установки

1) Расчетная схема представлена на Листе 6

2) Определяется распределение давлений воздуха по секциям компрессора. Значения потерь давления в аппаратах принимаются одинаковыми:

Р’вк=Ра-ΔРвс=0,10-0,00066=0,09934 МПа

Р”вк=Р’нкσ=0, 2070,96=0, 198 МПа

где Р’нк берем из таблицы 8П

Р’’’нк=Рку/σ=0,8/0,96=0,833 МПа

где Рку=0,74+0,048 +0,0124=0,8 МПа

Р’’’вк=Рнкσ =0,4160,96=0,399 МПа

Работа сжатия по секциям обычно одинакова:

Е’E”E’’’=1/σ3√Рку/Р’вк=1/0,96³√0,8/0,09934=2,088

Р’нк=Р’вкЕ’=0,099342,088=0, 207 МПа

Р’’нк=Р’’вкЕ’=0, 1992,088=0,416 МПа

3) Рассчитываются удельные работы сжатия воздуха lk, кДж/кг, по секциям:

l’k=k/k-1RT’вк ( (E’) k-1/k-1) 1/ηад= (1,4/1,4-1) 0,287293 ( (2,088) ^1,4-1/1,4-1) x

x1/0,85=81,118 кДж/кг

l’’k=84,718 кДж/кг

l’’’k=l’’k=84,718 кДж/кг

Уровень температур воздуха за промежуточными воздухоохладителями определяется эффективностью работы теплообменников и значением температуры охлаждающей воды. С учетом минимального температурного напора на холодном конце теплообменника ∆Тохл значения температур воздуха на входе в секции сжатия Т’вк, T’’вк и Т’’’вк, К, принимаются:

Т’вк=Та=293 К, Т’’вк=Т’’’вк=Ткн=Тw1+∆Тохл=25+8+273=306 К

4) Рассчитываются значения температур воздуха в концах процессов сжатия по секциям Тнк, К:

Т’нк=Т’вк+l’k/Cрв=293+81,118/1,3181=354,542 К

Т’’нк=Т’’вк+l’’k/Cрв=306+84,718/1,3181=370,273 К

Т’’’нк=Т’’’вк+l’’’k/Срв=306+84,718/1,3181=370,273 К

5) Массовая производительность компрессора:

Gk=Vвкρвк/60=631,182/60=1,24 кг/с

где ρвк=ρоР’вкТо/РоТ’вк=1,2940,09934273/0,101325293=1,182 м³/мин

6) С учетом электро-механических потеть вычисляется электрическая мощность потребляемая компрессором Nк, кВт:

Nk=Gklk/ηk=1,24 (81,118+84,718+84,718) /0,96=323,63 кВт

Расчетная схема трехсекционного турбокомпрессора и диаграммы изменения давления и температуры воздуха при его движении в проточной части турбокомпрессорной установки

7) Тепловые мощности всех теплообменников воздухоохладителей, при нерегламентированном значении температуры за концевым охладителем (ВОК):

Qто1=GkCрв (Т’нк-T’’вк) =1,241,3181 (354,542-306) =79,339 кВт

Qто2=Qвок=1,241,3181 (370,273-306) =105,051 кВт

8) Расходы воды на охлаждение воздуха в соответствующих теплообменниках Gw, кг/с равны:

Gw^то=Q^то/Cw∆tw=79,339/4, 198=2,37 кг/с

Gw^вок=Q^вок/Cw∆tw=105,051/4, 198=3,134 кг/с

9) Вычисляется общий расход воды в компрессорной установке с учетом расхода (5-7%) на охлаждение смазочного масла, кг/с:

Gw^КУ=1,05 (Gw^ТО1+Gw^ТО2+Gw^ВОК) =1,05 (2,37+23,134) =9,07 кг/с

Или в объемных единицах Vw^КУ=9,073600/1000=32,652 м³/ч

10) Определяется удельный расход воды в компрессорной установке (на учетную единицу выработки сжатого воздуха):

qw=Gw^КУ100060/Qвк= (9,07/63) 100060=8638,1 л/1000м³

11) Определяется удельный расход электрической энергии на производство сжатого воздуха Эуд, кВтч/1000м3

Эуд=Σlкρвк1000/3600=250,5541,1811000/3600=82, 196 кВтч/1000м³

 

Расчет системы осушки сжатого воздуха

Расчетная схема воздухоосушительной установки приведена на Листе 8

1)  Определим давления воздуха в точках 1, 2, 3 (см. Схему)

Р1=Р’’нк-∆Рто-ΔРво=416-12-4=400 кПа

Р2=Р1-ΔРрво-ΔРво=400-12-4=384 кПа

Р3=Р2-∆Р-ΔРво=384-12-4=368 кПа

2) Определим парциальное давление водяных паров в воздухе при насыщении (т.е. при tн), Па

Значение давления Pн вычисляется по заданному влагосодержанию dкс, г/кг из соотношения:

Рн=dнР3/622+dи=0,45368/622+0,45=0,266кПа=0,00027 МПа

где dн - влагосодержание насыщенного воздуха, которое принимается равным заданному

По термодинамическим таблицам находим при заданном давлении насыщения водяных паров температуру насыщения: tн=-10^oC

3) Вычисляем общее количество влаги, выпадающей во всех аппаратах системы осушки воздуха. При этом в каждой точке схемы вычисляем насыщающее влагосодержание.

dн3=0,45

dн1= (622х0,266) / (Р1-0,34) =6220,266/400-0,34=0,41

dн2=6220,266/368-0,34=0,45

Выпадение влаги происходит, т.к. dн1,dн2,dн3≤da=0,45 в количестве

dвып=dа-dн=0,45-0,41=0,04

Расчетная схема воздухоосушительной установки: СВД-ступень высокого давления воздушной компрессорной устнановки, ВОК-воздухоохладитель конконцевой, ВО-влагоотделитель, РВО-регенеративный воздухоохладитель, ООВ-охладитель-осушитель воздуха, ХМ-холодильная машина

Схема и диаграмма рабочего цикла холодильной машины с регенеративным охлаждением хладагента: I-конденсатор, II-компрессор, III-регенеративный теплообменник, IV-испаритель, V-дроссель

4) Для определения значений температур в точках 1 и 2 составляется уравнение теплового баланса для регенеративного теплообменника РВО:

GвСрв (Ткс-Т3) =GвСрв (Т1-Т2)

Принимается оптимальный средний температурный напор между теплоносителями в теплообменнике ∆Тср.

Для теплообменника типа "воздух-воздух" этот напор обычно составляет 18-22К. Так как теплоемкости и массовые расходы сухого и влажного воздуха практически одинаковы, то температуры в точках 1 и 2 (см. Лист8) определяются соотношениями:

Т1=Ткс+∆Тср=308+20=328 К

Т2=Т3+∆Тср=263+20=283К,

Т3=Тн=263 К; - 10^оС

5) Тепловая нагрузка теплообменника ВОК (см. Лист9) Qвок, кВт, и расход охлаждающей воды в нем Gw^вок, кг/с определяются из уравнения теплового баланса:

Q^вок=GвСрв (Т’’нк-Т1) =1,241,005 (416-328) =109,66 кВт

Gw^вок=Q^вок/Сw (tw2-tw1) =109,66/4, 198=3,27 кг/с

6) По уравнению теплового баланса для осушителя воздуха ООВ вычисляется минимально необходимое холодопотребление системой осушки Qо’, кВт:

Qо’=GвСрв (Т2-Т1) =1,241,005 (283-263) =24,924 кВт

7) С учетом теплопритоков через изоляцию (qиз=12-15% от Qо’) определяется требуемая холодопроизводительность источника холода,

Qо=1,35Qо’=1,3524,924=33,65 кВт

8) Выбираем схему с непосредственным испарением хладагента.

Оцениваем рабочую температуру кипения:

to=t3-Δtоов=-10-5=-15 oС

где Δtоов - минимальный температурный напор в охладителе-осушителе воздуха испарительного типа.

9) По справочным данным из таблицы 11П выбираем холодильную машину с поршневым компрессором и с водяным охлаждением конденсаторов, работающую на R22: ХМ-АУ₁45/11

10) Сравним требуемую холодопроизводительность с холодопроизводительностью, указанной в паспорте выбранной холодильной машины: Qо=33,65, Qст=36,1, разница между ними составляет 4%, значит пересчет паспортной холодопроизводительности холодильной машины на условия ее работы в системе осушки воздуха не производится.

11) Произведем расчет цикла холодильной машины.

Расчетная температура конденсации:

tk=tв1+∆tк=-10-5=-15 ^оС

Температура паров хладона перед компрессором:

t1=t3-∆tp=-15-5=-20 ^оС

По T,s-диаграмме хладона R22 находим параметры рабочего агента в характерных точках системы: Точка 1: в этой точке хладон находится в перегретом состоянии, соответственно параметры находим в таблице перегретого состояния хладона

t1=-20 ^оС, P1=0,19 МПа, h’1=398,8 кДж/кг, ν=0,122 м³/кг, s=1,812 кДж/кгК

Точка 2: также перегретое состояние, смотрим по той же таблице

P2=1,1 МПа, t2=64,31 ^оС, h’2=444,51 кДж/кг

Точка 3: находится на линии насыщения, следовательно хладон находится в насыщенном состоянии, параметры находим из таблицы насыщенного состояния хладона R22

t3=27^оС, P3=1,1 МПа,

h’3=532,74 кДж/кг

Точка 6: также находится на линии насыщения, параметры из таблицы насыщенного состояния

t6=-26,04 ^оС, Р6=0,19 МПа, h’6=394,91 кДж/кг

Параметры в точке 4 находим по тепловому балансу РТ:

h1-h6=h3-h5, откуда h5=h3- (h1-h6) =532,74- (398,8-394,91) =261 кДж/кг

Удельная тепловая нагрузка испарителя:

qо=h6-h5=394,91-261=133,91 кДж/кг

Удельная внутренняя работа компрессора:

qk=h2-h3=444,51 - 413,65 =30,86 кДж/кг

Массовый расход хладагента:

Gха=Qo/qо=33,65/133,91=0,351 кг/с

Тепловая нагрузка конденсатора:

Qk=qkGха=30,860,351=10,832 кВт

Расход охлаждающей воды в конденсаторе:

Gw=Qk/Cw (tw2-tw1) =10,832/4, 195=0,496 кг/с

Электрическая мощность, потребляемая компрессором:

Nэ= (lk/ηэм) Gха=17,940,351/0,9=6,99 кВт

Холодильный коэффициент:

Ео=qo/Nэ=133,91/6,99=18,157

Эксергетический КПД холодильной машины по хладагенту:

КПД=Qo (τq) н/Nэ=33,650,068/6,99=0,475100%=47,5%

где τq=1-Тw1/То=1-283/293=0,068

 

Расчет показателей эффективности работы компрессорной станции

 

Эксергетический КПД компрессорной установки в общем виде оценивается отношением:

КПДку=∑Е1/∑Евх=248/527,659=0,47100%=47%

∑Е1-эксергия потока сжатого воздуха, кВт

∑Евх-эксергия (электроэнергия), подведенная к установке, кВт

∑Евх=Nку+Nкхм+Nн=323,63+6,99+197,039=527,659 кВт

Эксергия потока сжатого воздуха Е1, кВт, может быть вычислена по соотношению:

Е1=Gве=1,24200=248 кВт

e находим из e,h-диаграммы для воздуха

е-удельная эксергия сжатого воздуха с параметрами нагнетания (Ткс, Ркс), в данном случае Ткс=333К, Ркс=0,75 МПа

Параметрами окружающей среды (hо. с., То. с., Sо. с.) должны служить начальные параметры воздуха на линии всасывания компрессора.

Удельный расход электрической энергии на производство учетной единицы сжатого воздуха Эу, кВтч/1000м3, определяется по соотношению:

Эу= (Э₁+Э₂+Э₃) 1000/Vcp= (323,6360+6,9960+197,03960) 1000/170,62=

= (19417,8+419,4+11822,34) 1000/170,62=185555,851 кВтч/1000м³

где Э₁-расход электроэнергии за 1 час на сжатие воздуха в компрессорной установке, кВтч,

Э₂-то же, в холодильной машине системы осушки воздуха, кВтч,

Э₃-то же, на привод насосов циркуляционных систем водоснабжения и контура хладоносителя, кВтч

Мощность циркуляционных насосов Nн, кВт, вычисляется по соотношению:

Nн=VhρgHн/η1000=170,6211,129,8125/0,81000=197,039 кВт

где Vh-объемная производительность насоса, м3/с

Нн-напор, развиваемйы насосом, м,

ρ-плотность перекачиваемой среды, кг/м3

g-ускорение свободного падения

Удельный расход охлаждающей воды в компрессорной установке вычисляется по следующей формуле: gw=∑Gw/Qвк, но т.к. мы уже посчитали его на Листе 8, то переводим полученный там результат в л/м³, т.е.8638,1/1000=8,64 л/м³, где ∑Gw-суммарный расход охлаждающей воды в компрессорной установке, л/с, Qвк-объемная производительность компрессора, м³/с