Система воздухоснабжения промышленного предприятия

Система воздухоснабжения промышленного предприятия

МИНОБРНАУКИ РОССИИ НИЖНЕКАМСКИЙ ХИМИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ (филиал) ФЕДЕРАЛЬНОГО ГОСУДАРСТВЕННОГО БЮДЖЕТНОГО ОБРАЗОВАТЕЛЬНОГО УЧРЕЖДЕНИЯ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «КНИТУ»

Кафедра ЭОП

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по курсу ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ЭНЕРГОНОСИТЕЛИ ПРЕДПРИЯТИЙ

на тему

СИСТЕМА ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ ПРОМЫШЛЕННОГО ПРЕДПРИЯТИЯ

ЗАДАНИЕ № 3

СТУДЕНТ ГР. 3824 Атарский Е.А.

УЧЕБНЫЙ ШИФР КП ТЭП 140106 03 13 ПЗ

ДАТА ПОЛУЧЕНИЯ ЗАДАНИЯ

РУКОВОДИТЕЛЬ ПРОЕКТА Галлямов Р.Ф.

ДАТА ЗАЩИТЫ 2013 г.

Нижнекамский государственный химико-технологический институт

Кафедра электротехники и энергообеспечения предприятий

ЗАДАНИЕ № 1.3

на выполнение курсового проекта по дисциплине

«Технологические энергоносители предприятий»

студенту гр. 3824

Разработать систему снабжения предприятия сжатым воздухом при следующих данных:

годовое потребление воздуха Q_r = 3,24*10⁵ тыс. м/год;

число часов работы предприятия τ_г=6050 ч/год.

Показатели графика воздухопотребления:

коэффициент максимально длительной нагрузки k_м.д=1,12;

коэффициент максимально возможной нагрузки k_м.в= 1,35.

Параметры воздуха, требуемые потребителям:

давление в коллекторе у потребителя Р_п=0,65 МПа;

температура воздуха у потребителя t_п=50°С;

влагосодержание воздуха d_п=0,45 г/кг.

Характеристика трассы воздухопровода:

суммарная длина прямых участков трассы Ɩ_пр=210 м;

число поворотов на 90 градусов n_пов=12 шт;

число тройников (ответвлений) n_тр=5 шт;

количество задвижек n_зад=6 шт.

Климатические условия работы системы: г. Бийск

расчетное барометрическое давление  МПа или 730 мм рт. ст.;

температура °С;

энтальпия  кДж/кг;

скорость ветра  м/с;

амплитуда суточных колебаний температуры  °С.

1. Введение

Объектом исследования данной курсовой работы являются системы производства сжатого воздуха промышленного предприятия, а также системы коммуникации, связывающие потребителя с источником сжатого воздуха. Основным рабочим телом, применяемым в данных системах, является сжатый воздух.

Сжатый воздух как энергоноситель получил широкое применение во всех отраслях народного хозяйства, а также на промышленных предприятиях. Применение сжатого воздуха позволяет механизировать ряд трудоемких технологических процессов в различных отраслях промышленности и сельского хозяйства.

Машины, сжимающие воздух свыше 3 кгс/см², называются воздушными компрессорами. По принципу работы компрессоры разделяются на: поршневые, ротационные, центробежные и осевые. Применение того или иного типа компрессора зависит от конкретных условий, в которых он должен работать. В поршневом компрессоре сжатие воздуха производится в цилиндре посредством поршня, совершающего возвратно-поступательное движение. Поршневые компрессоры, сжимающие воздух от 5 до 1000 кгс/см² и производительностью до 100 м³/мин, рационально применять в компрессорных станциях производительностью до 500 м³/мин. Поршневые компрессоры выпускаются большой номенклатурой марок разной производительности, от долей до нескольких сотен кубических метров в минуту, и развивают давление от одной до сотен тысяч атмосфер. Поршневые компрессоры надежно работают в тяжелых условиях и при непрерывной круглосуточной эксплуатации.

Компрессорная установка характеризуется давлением нагнетаемой среды, производительностью компрессора, выражающейся объемом всасываемого воздуха в единицу времени, мощностью двигателя, приводящего в действие компрессор.

Компрессорные станции являются источниками получения сжатого воздуха на различных промышленных предприятиях и строительных площадках. Особенно большое количество сжатого воздуха потребляют предприятия машиностроительной, металлургической, угольной, химической, нефтяной и судостроительной промышленности.

Сжатый воздух, вырабатываемый компрессорной станцией, поступает в наружные (межцеховые) сети сжатого воздуха. Наружные сети сжатого воздуха выполняются в основном по тупиковой схеме, при которой воздух подается в магистральные трубопроводы, а от них по отводам к цехам-потребителям. Перед значительно удаленными от компрессорной станции цехами могут устанавливаться воздухосборники.

На промышленном предприятии выработка сжатого воздуха осуществляется на отдельно стоящей компрессорной станции.

При разработке рациональной системы воздухоснабжения, основная задача - обеспечить всех потребителей воздуха, требуется определить расходы сжатого воздуха на цеха. Все расходы откорректированы с учётом коэффициентов использования, эксплуатационного и коэффициента одновременной работы. Для проектирования системы межцеховых воздухопроводов и определения требуемого давления у потребителей производится аэродинамический расчет и расчет на прочность.

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

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

ср=(1,1*Qг)/(τг *60)=1,1*3,24*1000*10⁵/6050*60=981,818м³/мин. (1.1)

Максимально допустимая нагрузка для КС:

м.д=kм.д * Qср=1,12*981,818=1099,636м³/мин. (1.2)

Максимально возможная нагрузка для КС:

м.в=kм.в * Qср=1,35*981,818=1325,454м³/мин. (1.3)

Задаемся центробежной компрессорной станцией ЦБКС. Определяем количество рабочих машин:

Принимаем n_раб=4шт.; n_рез=1шт.

Находим расчетную производительность одного компрессора:

к.р=Qм.д/nраб=1099.636/4=274,909м³/мин.

Используем компрессор К-500-61-2: Q_к=510м³/мин. (1.4) (1.4)

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

раб=Qк*nраб=355*4=1420 м³/мин.рез=Qк*nрез=355*1=510м³/мин. (1.5)уст= Qк*nуст=355*5= м³/мин.

Имеется некоторая избыточность резерва:

рез=(Qуст-Qк)/Qр=(1775-350)/1099,636=0,98 (1.6)

Для дальнейших расчетов используем компрессор К-345-92-1.

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

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

Барометрическое давление Р_а=0,097 МПа или 763 мм.рт.ст.

Расчетная температура t_а=28 °С

Энтальпия i_а=49 кДж/кг.

Скорость ветра ω_а=1 м/с.

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

Влагосодержание воздуха d_а=21 г/кг.

Относительная влажность (степень насыщения) ϕ=75%.

Температура «мокрого» термометра t_мт=26 °С.

Температура насыщения «точка росы» t_тр=16°С.

Максимальная температура воды на выходе из градирни t_Wl=25.4°С.

4. Аэродинамический расчет магистрального воздухопровода

.1 Расчет участка магистрального трубопровода

За расчетный расход воздуха принимаем максимально длительную нагрузку КС:

_расч=Q_м.д=1099,636м³/мин. (4.1)

Определяем массовый расход воздуха в магистрали G_в:

в=(Qрасч*ρо)/60=(1099,636*1,293)/60=23,69кг/с, (4.2)

где ρ₀=1,293 кг/м³- плотность воздуха в стандартных условиях.

Определяем ориентировочную приведенную длину трубопровода:

'пр=1,2*lтр=1,2*210=252 м. (4.3)

Принимаем в первом приближении величину удельного падения давления в трассе ∆Р^l_уд=50 Па/м.

Определяем падение давления в магистрали(в первом приближении):

ΔР'м=ΔР'уд*l'пр=50*252=12600Па=0,013МПа. (4.4)

Определяем средние параметры воздуха:

Р'_ср=Р_п+0,5ΔР'м=0,65+0,5*0,013=0,657МПа.

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

Средняя плотность воздуха в трубопроводе:

р'_ср=ρ₀*((Р'_ср*Т₀)/(Р₀*Т_ср))=1,293*((0,657*273,15)/(0,1*323))=5,56 кг/м³, (4.6)

где Т₀=273,15 К и Р₀=0,1 МПа.

Вычисляем действительный средний обьемный расход воздуха в магистрали:

'_ср=G'_в/ρ'_ср=23,69/5,56=4,26 м³/с. (4.7)

Выбираем экономически оптимальную скорость воздуха: W_опт=13 м/с.

Определяем расчетный внутренний диаметр трубопровода магистрали:

_рас.вн=((4*Q'_ср)/(π*W_опт))^0,5=((4*4,26)/(3,14*13))^0,5=0,646 м. (4.8)

По ГОСТ берем трубу D_н = 630 мм, δ =7 мм = 0,007 м, с абсолютной шероховатостью ∆=0,8 мм [5].

е=Δ/D_ГОСТвн =0,8/616=0,0013, (4.9)

где D_{ГОСТ вн}=D_Н-2δ=630-2*7=616 ММ=0,616 м.

Вычисляем фактическую скорость движения воздуха в магистрали в первом приближении:

'_В=((4*Q'_СР)/(π*D_{ГОСТ ВН})²)=((4*4,26)/(3,14*0,616)²)=14,31 м/с. (4.10)

Определяем значение Рейнольдса характеризующее режим течения:

'=(W'_В*D_{ГОСТ ВН}*ρ'_СР)/μв=(14,31*0,616*5,56)/0,00001935=2532877,39, (4.11)

где μв = 0,00001935 Па*с - коэффициент динамической вязкости при t_ср=50°С.

Оцениваем границы применимости расчетных формул:

/е=10/0,0013=7692

/е=500/0,0013=384615.

Так как Re'>500/е, то расчетное значение коэффициента трения ʎ^l составит:

ʎ^l= 0,11*е^0,25=0,11*0,0013^0,25=0,02089. (4.13)

Определяем эквивалентные длины местных сопротивлений Ɩ_ЭК:

Ɩ_{ЭК ЗАД}=5,7 м,

Ɩ_{ЭК ТР1} =99,1 м,

Ɩ_{ЭК ТР2} =66,2 м,

Ɩ_{ЭК ТР3} =49,6 м,

Ɩ_{ЭК ТР4} =33,1 м,

Ɩ_{ЭК ТР5} =49,6 м,

Ɩ_{ЭК ТР6} =66,2 м.

Для колена с R_П=2*D_ВН с коэффициентом местного сопротивления ƹ_мс=0,5 эквивалентная длина составит:

_{ПОВ ЭК} =(ξ_МС*D_{ГОСТ ВН})/λ' = (0,5*0,616)/0,02089=14,84 м. (4.14)

По ГОСТ L_{ПОВ ЭК}=16,5 м.

Уточняем прведенную длину магистрали Ɩ''_пр во втором приближении:

''_пр =l_тр+l_{эк зад}*n_зад+Σl_{тр эк} +l_{пов эк} *n_пов= 210+5,7*6+(99,1+66,2+49,6+33,1+49,6+66,2)+16,5*12=806 м. (4.15)

Расписываем потери давления в магистрали:

ΔР''_м=λ' *(l''_пр/D_{гост вн})*((W'_в)²/2)*ρ'_ср= 0,02089*(806/0,616)*(14,31²/2)*5,56=15560,3 Па = 0,01556 МПа. (4.16)

Определяем уточненное значение средней плотности воздуха:

ρ''_ср=ρ₀*((Р'_ср*То)/(Р₀*Т_ср))=1,293*((0,657*273,15)/(0,1*323))=7,18 кг/м³. (4.17)

Расхождение в значениях плотности воздуха составляет:

δ=((ρ'_ср-ρ''_ср)/ρ'_ср)*100=((7,18-7,18)/7,18)*100=0%, (4.18)

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

Определяем уточненное значение среднего давления воздуха:

Р''_ср=Р_п+0,5ΔР''_м= 0,65+0,5*0,01556=0,658МПа. (4.19)

Определяем давление воздуха в коллекторе КС:

Р''_кс=Р_п+ΔР''_м= 0,65+0,01556= 0,666МПа. (4.20)

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

Диаметр нагнетательного трубопровода КУ оценивается по номинальной производительности компрессора: Q_к=355м³/мин.

Определяем массовый расход воздуха в магистрали G_к:

_к=(Q_к*ρ₀)/60=355*1,293/60=7,65 кг/с. (4.21)

Определяем обьемный расход воздуха в нагнетательном трубопроводе.

Средняя плотность воздуха принимается как в магистрали:

Ρ_ср=7,18 кг/м³.

_н.тр=G_к/ρ_ср=7,65/7,18=1,065м³/с. (4.22)

Определяем диаметр трубопровода:

_рас.вн=((4*Q'_н.тр)/(π*W_опт))^0,5=((4*1,065)/(3,14*13))^0,5=0,322 м, (4.23)

где W_опт=13 м/с- принята экономически оптимальная скорость воздуха в трубе.

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

Определяем реальную скорость потока воздуха:

_в.н=(4*Q_н.тр)/(π*D_{гост вн.н} ²)=(4*1,065)/(3,14*0,325²)=12,831м/с. (4.24)

Определяем число Рейнольдса:

=(W_в*D_{гост вн}*ρ_ср)/μ_в= (12,831*0,325*7,18)/0,00001935= 1547345. (4.25)

Определяем абсолютную и относительную шероховатость трубы (∆=1мм):

е=Δ/D_{гост вн}=1/325=0,003077. (4.26)

Определяем границы режимов:

/е=500/0,003077=162500‹ Re. (4.27)

Определяем коэффициент трения:

λ=0,11*е^0,25= 0,11*0,003077^0,25=0,026. (4.28)

На участке РТО до коллектора принимаются эквивалентные длины местных сопротивлений.

Обратный клапан: Ɩ_ок.экв=29,2 м.

Задвижка: Ɩ_{зад.экв}=4,17 м.

Определяется ориентировочно-приведенная длина:

_пр=l_тр+l_ок.экв+l_{зад.экв}=20+29,2+4,17=53,37 м, (4.29)

где l_тр=20 м - длина прямых участков.

Определяем потери давления в трубопроводе от сил трения:

ΔР_н=λ*(l_пр/D_{гост вн})*( W_в.н²/2)*рср=0,026*(53,37/0,325)*(12,831²/2)*7,18= 2523,73 Па = 0,0025МПа. (4.30)

Определяем потери давления в ресивере и поворотах трубопровода обвязки.

Принимаем коэффициенты сопротивлений:

ξвых=1- выход из трубы в сосуд больших размеров;

ξвх= 0,5- вход в трубу без закругления кромок;

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

Эквивалентная длина этих сопротивлений составит

_экв=(Σξ_м.с*D_{гост.вн})/λ =(1+0,5+0,5)*0,325))/0,026=25 м. (4.31)

Потери давления от местных сопротивлений составят:

ΔР_м.с=λ*(l_экв/D_{гост вн})*( W_в.н²/2)*ρ_ср=0,026*(25/0,325)*(12,831²/2)*7,18=118,207 Па. (4.32)

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

ΔР_Н.ТР=ΔР_Н+ΔР_М.С=0,0025+0,000118=0,003 МПа. (4.34)

4.3 Оценка потери давления в системе осушки воздуха

Так как отсутствует монтажная схема осушки, то потери давления в аппаратах и влагоотделителях оцениваются на основе эксплуатационного опыта и предыдущих расчетов.

Принимаем следующие потери давления:

ΔР_то=13 кПа - в теплообменниках

ΔР_во=4 кПа - во влагоотделителях и соединительных трубопроводах=

=0,004 МПа.

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

Р₃=Р_кс+ΔР_н.тр+ΔР_то=0,666+0,000118+0,013=0,679 МПа;

Р₂=Р₃+ΔР_во+ΔР_то=0,679+0,004+0,013=0,696 МПа; (4.35)

Р₁=Р₂+ΔР_во+ΔР_то=0,696+0,004+0,013=0,713 МПа.

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

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

. Тепловой расчет компрессорной и воздухоосушительной установок

Принимаем дополнительные данные к расчету:

Р_ВС=800 Па=0,0008 МПа- потери давления на линии всасывании;

δ' = δ'' = δ'''=0,97 - коэффициенты, учитывающие потери давления в промежуточных и концевых охладителях воздуха;

∆Т_охл=10 К - недоохлаждение воздуха до температуры воды в промежуточных охладителях;

η_ад= 0,8 - адиобатный (изотропный) КПД ступеней сжатия ТКУ;

η_эм= 0,97 - электромеханический КПД ступеней сжатия ТКУ.

Находим значение давлений на всасе и нагнетании компрессора:

Р'_вк=Р_а-ΔР_вс=0,097-0,0008=0,0962 МПа,

Р_ку=Р₁=0,713 МПа. (5.1)

Степени повышения давления в секциях турбокомпрессора

ε'=ε''=ε'''=1/δ*(Р_ку/Р'_вк)^0,33=1/0,97*(0,713/0,0962)^0,33=1,997. (5.2)

Давление воздуха между ступенями сжатия:

Р'_нк=Р'_вк*ε'= 0,0962*1,997 = 0,192 МПа,

Р''_вк=Р'_нк*δ'= 0,192*0,97 = 0,186 МПа,

Р''_нк=Р''_вк*ε'= 0,186*1,997 = 0,372 МПа, (5.3)

Р'''_вк=Р''_нк*δ'= 0,372*0,97 = 0,361 МПа,

Р'''_нк=Р'''_вк*ε'= 0,361*1,997 = 0,720 МПа.

Значение температур воздуха на входе в секции сжатия:

Т'_вк=Т_а=301,2 К = 28°С,

Т''_вк=Т'''_вк=Т_w1+Δt_охл=298,4+10 = 308,4 К = 35,4°С.

Удельные работы сжатия по секциям:

а) в первой секции:

'_к=k/k-1*R*T'_вх*[(ε')^к-1/к-1]*1/η_ад=1,4/1,4-1*0,287*301,2*[(1,997)^1,4-1/1,4-1]*1/0,8=82,824 кДж/кг; (5.5)

б) во второй и третьей секциях:''к=l'''к=k/k-1*R*T''вх*[(ε'')^к-1/1-1]*1/ηад=1,4/1,4-1*0,287*308,4*

*[(1,997)^1,4-1/1-1]*1/0,8=84,822 кДж/кг. (5.6)

Здесь k = 1,4- показатель адиобаты для воздуха, R = 0,287 кДж/кгК-

газовая постоянная для воздуха.

Значение температур воздуха на выходе из секций сжатия:

Т'_нк=Т'_вк+(l'_к/С_рв)=301,2+(82,824/1,02)=382,4 К = 109,25°С. (5.7)

Т^''_нк=Т'''_нк=Т''_вк+(l''_к/С_рв)=308,4+(84,822/1,02)=391,559 К = 118,41°С.

Здесь С_рв = 1,02 кДж/кгК- средняя изобарная теплоемкость воздуха [2].

                       t, °С                                                                                                           

    t '_нк=109.25°С                                   Воздух

                                                                                                                         ∆t_по=10°С                                   

                                                                  Вода                                               t'_вк= 28 °С          

        t_w2=33.2  °С                                                                                             t_w1=25.4 °С

                                                                                                                 F, м²        

Рис.2 Диаграмма изменения температур теплоносителей  в промежуточном охладителе воздуха.

                    t, °С

 t''_нк=118,41°С                                   Воздух

                                                                                                                             ∆t_вок=10°С

                                                               Вода                                                     t''_вк=35,4°С

     t_w2=33.2  °С                                                                                                    t_w1=25.4 °С

                                                                                                                    F, м²

Рис.3 Диаграмма изменения температур теплоносителей в концевом охладителе воздуха.

Массовая производительность компрессора в рассчитываемых условиях:

к=(Qвк*pвк)/60 =6,674 кг/с (5.8)

где pвк =p₀*((Р'_ВК*Т₀)/(Р₀*Та))=1,293*((0,0962*273,15)/(0,1*301,2))=1,128 кг/м³-

плотность воздуха на всасывании.

Электрическая мощность , потребляемая приводом компрессора:

_к=(G_к*lΣ_к)/η_эм=(6,674*252,47)/0,97=1737,1 кВт, (5.9)

где lΣ_к=l'_к+l''_к+l'''_к= 82,824+84,822+84,822=252,47 кДж/кг - суммарная удельная работа сжатия компрессора.

6. Расчет влагосодержания воздуха во всех характерных точках схемы

Выбор основного теплообменного оборудования КС и проверочный расчет одного теплообменного аппарата

Вычисляем температуру воздуха в точке 3 t₃: d_п=0.45г/кг, так как d_п=d_н, то порциальное давление водяных паров в осушенном воздухе составит:

Рн3=(dн3*Р3)/(622+dн3)=(0,45*0,679)/(622+0,45)=499 Па, (6.1)

В соответствии с термодинамическими свойствами воды и водяного пара это точка росы t_н=-3,8°С. Принимаем t_н=t₃=-3°С.

Значение температур воздуха t1 и t2 (в точках 1и2) определяются из мнения теплового баланса для РТО. При отсутствии отбора воздуха на осушку это уравнение имеет вид t_кс- t ₃ = t ₁ - t ₂

Принимаем средний температурный напор в РТО: Δt_ср=20°С.

t, °С.

Влажный воздух

                                                                                    t₂=17°С

                                                                           Сухой воздух Δt_ср=20°С

                                                                               t₃=-3°С.

                                                                            F, м²

Рис. 4 Диаграмма изменения температур теплоносителей в регенеративном теплообменнике

Можно считать, что t ₂- t ₃= t ₁ - t_кс≈ Δt_ср=20°С.

Тогда учитывая, что t_кс- t_п=50°С:

t₁=t_кс+Δt_ср=50+20=70°С, (6.2)°С

t₂=t₃+Δt_ср= -3+20=17°С.

Заметим что t₁=t_кс - температура воздуха за ВОК

Тепловая мощность регенеративного теплообменника составляет:

_РТО=G_К*С_РВ*(Т₁-Т₂)= 6,674*1,02*(70-17)=360,8 кВт. (6.3)

Требуемая поверхность теплообмена F_рто оценивается примерно:

_рто=Q_рто/(k*Δt_ср)=360,8/(25*20)= 722 м², (6.4)

где k= 25 Вт/(м²K).

Вычисляем колличество влаги отделяемое в теплообменниках осушки G_WOT= кг/с.

В концевом воздухоохладителе - это разность между начальным влагосодержанием воздуха d_а=11,8 г/кг и насыщающим влагосодержанием воздуха в точке 1 dн₁.Если она меньше при t_н1=70°С

_Н1=622*(Р_Н1/(Р₁-Р_Н1))=622*(0,021/(0,713-0,021)= 18,88 г/кг. (6.5)

Так как d_Н1>d_А , то выпадение влаги после ВОК не происходит

Влагосодержание воздуха в точке 2 (после РТО) определяется насыщающим влагосодержанием d_Н2 при температуре воздуха t_Н2= 17°С.

н2=622*(Р_Н2/(Р₂-Р_Н2))=622*(0,0033/0,696-0,0033)= 2,96 г/кг. (6.6)

Количество выпадаемой в виде росы влаги в точке 2 составляет:

_{pто wот}=G_к*(d_a-d_н2)= 6,674*(11,8-2,96)=59 г/с. (6.7)

Количество отделяемой влаги в охладителе осушителе составит:

_{оов wот}=G_к*(d_н2-d_н3)= 6,674*(2,96-0,4)= 17,09 г/с. (6.8)

Суммарное количество атмосферной влаги, отделяемой в воздухоохладителях компрессорной установки составит:

_{ку wот} =G _{pто wот}= +G_{оов wот} = 59+17,09= 76,09 г/с. (6.9) _{ку wот} =G _{ку wот} *(3600/1000)= 76,09*(3600/1000)= 273,924 м³/ч.

7. Выбор и термодинамический расчет холодильной машины блока осушки

Тепловая нагрузка охладителя-осушителя (ООВ) хладопотребление:

'_о=G_к*Ср_рв*(t₂-t₃)= 6,674*1,02*(17+3)= 136,15 кВт. (7.1)

Требуемая хладопроизводительность источника холода Q_О с учётом теплопритока в систему хладоснабжения через изоляцию Qиз= 12% от Q_О, составит:

компрессорный осушка трубопровод давление

Q₀= 1,12* Q'₀=1.12*136.15 = 152.49 кВт. (7.2)

Оцениваются температуры конденсации t_к и испарения t₀ ХА в холодильном цикле.

Для этого принимаем минимальные температурные напоры в аппаратах системы осушки воздуха:

∆t_к = 5°С - в коденсаторе;

∆t_оов = 7°С- температура ХН на выходе из испарителя;

∆t_и= 3°С - температура кипения ХА в испарителе.

В соответствии с диаграммами распределения теператур в теплообменниках КС оцениваются:

=t_w2+∆t_к= 33,2+5 = 38,2°С - температура конденсации ХА._s2=t₃-∆t_ooв= -3-7= -10°С - температура ХН на выходе из испарителя.₀=t_s2-∆t_и= -10-3= -13°С - температура кипения ХА в испарителе.

              t, °С

                                                         ХА                                                  t_к= 38,2°С             

   t_к=38,2°С                                                                                            ∆t_к = 5°С    

                                                                                                               t_w2=33,2°С

                                                       Вода

 t_w1=25.4°С

                                                                                                F,  м²       

Рис.5 Диаграмма изменения температур теплоносителей в конденсаторе ХМ

         t, °С

 t_s1=-3°С                                          ХН

                                                                                                               t_s2=-10°С

                                                                                                                ∆t_и = 3°С    

t₀=-13°С                                                                                                  t₀=-13°С

                                                           ХА

                                                                                                     F, м²

Рис. 6 Диаграмма изменения температур теплоносителей в испарителе ХМ

Средний температурный напор в ООВ составит:

∆ _{tоов ср} =(∆_tδ-∆_tм)/(ln*(∆_tδ/∆_tм))=12,38°С, (7.3)

Где ∆_tδ=t₂-t_s1= 17-(-3)= 20°С - наибольший температурный напор на горячем конце теплообменника;

∆t_м=t₃-t_s2= -3-(-10)= 7°С - наименьший температурный напор на холодном конце теплообменника.

           t, °С

    t₂=17°С                                      Воздух

                                                                                                                    t₃=-3°С

    t_s1=-3°С                                                                                                  ∆ _tоов=7∆ _tоов

                                                            ХН                                                   t_s2=-10°С

                                                                                                     F, м²

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

Тогда требуемая поверхность теплообмена воздухоосушителя будет равна:

_оов=Q'_о/k*∆_{tоов ср}= 136,15*1000/40*12,38 = 274,94 м², (7.4)

Где k=10÷60 Вт/ м²*K - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи в теплообменниках типа "газ-жидкость"

Выбираем холодильную машину из серийно выпускаемых работающую на хладоне R22.

Это будет машина МКТ 220-2-2 с водяным охлаждением конденсаторов. Диапазон

Рабочих параметров:

t₀=-34 …-9°С;

t_w1=1…30°С.

Расчётные (стандартные) условия работы:_{ст о}= 194 кВт;_s2= -10°С;_о= 15°С;_э= 81 кВт.

Термодинамические параметры R22 для стандартных и рабочих условий

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

ε_{к раб}=Р_{к ст}/Р_{о раб}=1,3541/0,422=3,21.

Следовательно, коэффициент подачи холодильного компрессора в рабочих условиях будет выше, чем в расчётных тоесть λ>λст.

Для упрощения принимаем λ≈λст.

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

_{о раб}=Q_{о ст}*(g_о*V_{о ст}*λ)/(g_{о ст}*V_о*λ_ст)= 263 кВт, (7.6)

Что меньше требуемой (без учета роста коэффициента λ) на:

δ'=(Q_{о раб}-Q_о)/Q_о= (263-152,49)/152,49= 0,73%. (7.7)

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

7.1 Расчет цикла холодильной машины

Табл.2 Термодинамические параметры ХА в цикле

Принята величина перегрева паров ХА на линии всасывания:

.

Энтальпия в точке 4 i₄ определяется из соотношения:

₄ = i₃ + i₆ - i_l = 542,8 + 702,6 - 713,4 = 532 кДж/кг.    (7.8)

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

₂=i₁+((i_2ад-i₁)/η_ад)= 713,4+((745,8-713,4)/0,8)=753,9 кДж/кг. (7.9)

Удельная тепловая нагрузка испарителя:

_o = i₆ - i₅ = 702,6 - 532 = 170,6 кДж/кг.    (7.10)

Удельная внутренняя работа компрессора:

 кДж/кг.    (7.11)

Массовый расход ХА, циркулирующего в контуре холодильной маши

_ха=Q_o/q_o= 152,49/170,6=0,89 кг/с. (7.12)

Тепловая нагрузка конденсатора ХМ:

 кВт. (7.13)

Мощность, потребляемая компрессором:

 кВт. (7.14)

Проверка теплового баланса в цикле ХМ:

 кВт. (7.15)

Погрешности баланса составляют при этом:

δ=(Qк-Q'к)/Qк*100= (188,7-188,54)/188,7*100= 0,085% (7.15)

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

хм э=Nхм к/ηэм= 36,05/0,92= 39,18 кВт. (7.17)

Холодильный коэффициент ХМ:

εо=Qо/Nхм э=125,49/39,18= 3,892. (7.18)

Эксергетический КПД холодильной машины по хладагенту:

ηех=(Qo*(τq)н)/Nхм э=(152,49*(0,113)/39,18= 0,44 = 44%. (7,19)

где  - коэффициент работоспособности теплового потока при температуре кипения хладагента.

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

.1 Расчёт системы хладоснабжения

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

Тогда  °С. (8.1)

Это соответствует концентрации раствора  = 27,4 %.

Подогрев ХН в ООВ принимается:

 °С.     (8.2)

Расход ХН в циркуляционной системе хладоснабжения составляет:

=Qo/(Cs*Δts)=152,49/(3,665*7)= 5,94 кг/с, (8,3)

где C_s = 3,665 кДж/кгК - теплоёмкость ХН при средней рабочей температуре t_{cp s}.

ср s=(ts1+ts2)/2= -3+(-10)/2= -6,5°С. (8,4)

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

=Gs/ps= 5,94*3600/1035= 20,66 м³/ч. (8.5)

Расчёт напора циркуляционного насоса возможен только при выполненной монтажной схеме системы хладоснабжения.

Приблизительно оценивается требуемый напор H_s = 17 м.

Для циркуляции системы ХН выбираем насос марки К-10/17 с числом оборотов n = 2900 об/мин и КПД _н = 80% в расчётном режиме.

Потребляемая электрическая мощность составит:

э s=(Vs*ps*g*Hs)/ηн*1000= (20,66*1035*2,72*17)/80*1000= 12,36 кВт. (8.6)

9. Расчет 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:

'по=Gк*Срв*(Т'нк-Т''вк)= 6,665*1,02*(109,25-35,4)= 502,05 кВт, (8.7)''по=Gк*Срв*(Т''нк-Т'''вк)= 6,665*1,02(118,41-35,4)= 564,33 кВт.

В концевом охладителе воздуха: (8.8)

во к=Gк*Срв*(Т''нк-Тку)= 6,665*1,02*(118,41-41,84)= 520,55 кВт.

Тепловая мощность конденсатора холодильной машины системы осушки Q_к = 187,9 кВт.

по1 w=Q'по/(Сw*Δtw)= 502,05/32,69= 15,36 кг/с (л/с),по2 w=Gпо3 w=Q''по/(Сw*Δtw)= 564,33/32,69= 17,26 кг/с (л/с), (8.9)вок w=Qвок/(Сw*Δtw)= 520,55/32,69= 15,92 кг/с(л/с),к w=Qк/(Сw*Δtw)= 188,7/32,69= 5,77 кг/с(л/с).

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

ку w=1,1*( Gпо1 w+Gпо2 w+Gвок w)= 1,1*(15,36+17,26+15,92)= 53,4 кг/с(л/с).

Или в объёмных единицах:

V_{КУ W}= Gку w*(3600/1000)= 53,4*(3600/1000)= 192,24 м³/ч. (8.11)

Общий расход оборотной воды для охлаждения рабочих машин КС составит:

кс w=nраб*Gку w= 4*53,4= 213,6 кг/с(л/с). (8.12)

Или в объёмных единицах:

_{КС W}= nраб* V_{КУ W}= 4*192,24= 768,96 м³/ч = 0,214 м³/с. (8.13)

Необходимая площадь поперечного сечения плёночного оросительного устройства, ориентировочно составит:

'ор=Vкс w/g'ор= 768,96/9= 85,44 м², (8.14)

где g'_op = 9 м³/м²ч.

Выбираем двух-секционную вентиляторную градирню типа "Союзводоканал проект" с поперечным сечением оросителя секции f’_op = 64 м². Размеры секции 8x8 площадь орошения F_op = 128 м² [1].

Действительная плотность орошения градирни составит:

'ор=Vкс w/Fор= 768,96/128= 6 м³/м²*ч. (8.15)

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 = 26°С она составляет t_wl = 25,4 °С, что совпадает с первоначально принятым значением.

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

э w=(Vкс w*p*g*Hw)/(ηн*1000)= (0,214*1000*9,81*30)/(0,8*1000)= 78,73 кВт, (8.16)

где  = 1000 кг/м³ - плотность воды,= 9,81 м/с² - ускорение свободного падения,_w = 30 м - требуемый напор насоса,

 = 0,8 - общий (полный) КПД насоса.

Число работающих насосов n_раб = 2. Производительность насоса составит:

н=Gкс w/ηраб= 213,6/2= 106,8 л/с или 385 м³/ч. (8.17)

Подходит насос Д 500-55 с производительностью 480 м³/ч и развиваемым напором 58 м. Мощность электродвигателя 115 кВт. Обороты 1450 об/мин.

10. Расчет удельных показателей компрессорной станции

Расчёт ведется 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]:

ηкс ех=Ев/(ΣЕвк+ΣЕвэ)=2277,46/(3474,2+254,28)= 0,61= 61%.

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

Ев=Gк*nраб*(iв-ioc-Toc*(Sв-Soc))= 6,665*2*(411,5-402-298,8*(3,36-3,9)= 2277,46 кВт.

 Дж/моль = 411,5 кДж/кг - энтальпия сжатого воздуха при Р_кс = 0,69 МПа и Т_кс = 323 К;

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

 = 97,4 Дж/мольК = 3,36 кДж/кгК - энтропия сжатого воздуха;

 = 112,8 Дж/мольК = 3,9 кДж/кгК - энтропия атмосферного воздуха, при Т_ос = 298,8 К.

ΣЕвк=nраб*Nк= 2*1737,1 = 3474,2 - эксергия, потребляемая всеми воздушными компрессорами станции.

ΣЕвэ=nраб*(Nхм к+Nэ w+Nэ s)= 2*(36,05+78,73+12,36)= 254,28 кВт - эксергия (суммарная электрическая мощьность), потребляемая насосами циркуляции оборотной воды и хладоносителя.

Удельный расход электроэнергии на производство 1000 м³ сжатого воздуха находим по формуле:

Эу=((Э1+Э2+Э3)*1000)/(Qк*nраб)= ((3474,2+78,36+91,1)*1000/(188,7*2)= 96,55 кВт*ч/1000 м³

Здесь Э₁= Nк* n kраб*1ч= 1737,1*2= 3474,2 кВт*ч - расход электроэнергии за 1 час в воздушных компрессорах;

Э₂= Nхм э* n kраб*1ч = 39,18*2 = 78,36 кВт*ч;

Э₃= Nэ w* Nэ s = 78,73+12,36 = 91,1 кВт*ч - расход электроэнергии в циркуляционных насосах воды и ХН за 1 час.

Удельный расход охлаждающей воды в компрессорной станции находим по формуле:

=(Gкс w*60)/(Qк*nраб)= (213,6*60)/188,7*2)= 34 л.

10.1 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-100. Это моноблочный двухкорпусный агрегат с одним электронагревателем воздуха для регенерации.

Основные показатели УОВ-100:

Расход осушаемого воздуха Q_ад = 100 м³/мин.

Масса загружаемого адсорбента G_ад = 2240 кг.

Мощность электронагревателя 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_oст = 0,011 г/кг, что соответствует t_т.p = -52 °С. Рабочая влагоёмкость всей массы адсорбента установки составляет:

 кг. (9.5)

В соответствии со схемой КС воздух для доосушки поступает с параметрами насыщения, то есть с температурой t₃ = - 3 °С, давлением Р₃ = 0,679 МПа и влагосодержанием d₃ = 0,4 г/кг.

Количество влаги, поглощаемой адсорбентом из поступающего на осушку воздуха:

пог=Gад.в*(d3-dост)=Gад.в*((d3-dост)/1000)= 6762*((0,45-0,011)/1000)= 2,97 кг/ч,

где Gад.в= G_ад*ρ_вк*60 = 100*10127*60= 6762 кг/ч. (9.6)

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

τраб =Wад/Wпог=268,8/2,97= 90,51 ч или τраб = 3,77 суток. (9.7)

Таким образом, регенерация аппарата производится 1 раз через 4,26 суток непрерывной работы блока осушки.

Заключение

Разработан источник сжатого воздуха для производственных нужд, с рабочей производительностью Q_paб = 1420 м³/мин. При давлении нагнетания Ркс < 0,9 МПа и температурой воздуха в коллекторе КС t_кc=50 °С. Принято для установки на КС 4 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 = 722 м² и охладителя - осушителя с поверхностью теплообмена F_оов = 274,94 м² для каждого воздушного компрессора. Влагосодержание подаваемого потребителю воздуха составляет d_п = 0,45 г/кг. В качестве ХА принят хладон R22 и в качестве ХН - водный раствор этиленгликоля с концентрацией  = 27,4 %. Для доосушки 100 м³/мин воздуха до t_тр = -50 °С выбрана серийная адсорбционная установка УОВ-100, позволяющая осушать 100 м³ в минуту до "точки росы" -52°С. В качестве адсорбента принят силикагель марки КСМ в количестве 2240 кг. Расчётом установлены диаметры трубопроводов: нагнетательного КУ - диаметром 325x7 мм, магистрального воздуховода диаметром 630x7 мм. В качестве водоохладительного устройства принята вентиляторная двух секционная градирня типа "Союзводоканалпроект" с плёночным оросительным устройством сечением 64 м (8x8) каждая и вентиляторами 1ВГ-50. Для циркуляции оборотной воды выбраны два работающих и два резервных насоса типа насос Д 500-55 с производительностью 480 м³/ч и n = 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 _{кс ех} = 61 %. Удельный расход электроэнергии на производство сжатого воздуха составляет Э_у = 96,55 кВтч/1000 м³. Удельный расход охлаждающей воды составляет g_w = 34 л.

Список используемой температуры

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

. Богданов С.Н., Иванов O.П., Куприянова A.В. Холодильная техника. Свойства веществ: Справочник. М: Агропромиздат, 1985.

. 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.

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

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

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

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

. Щербин В.А., Гринберг Я.И. Холодильные станции и установки. М.: Химия, 1979.

. Перельштейн И.И., Перушин Е.Б. Термодинамические и теплофизические свойства рабочих веществ холодильных машин и тепловых насосов. М: Легкая и пищевая промышленность, 1984.