Расчет системы воздухоснабжения промышленного объекта (стр. 6 из 7)

Воздух подводится в нижнюю часть воздухосборника через загнутый патрубок. Отвод воздуха производится через патрубок, загнутый вверх и расположенный в верхней части воздухосборника, что позволяет максимально удлинить время пребывания энергоносителя в устройстве. Этим достигается некоторое охлаждение и дополнительная очистка сжатого воздуха от содержащихся в нем масла и влаги.

Устанавливаются аккумуляторы в основном на открытом месте вблизи компрессорной установки и должны быть снабжены на подводящем трубопроводе влагомаслоотделителем.

На воздухосборнике для замера давления сжатого воздуха на выходе из компрессорной станции после трехходового крана, позволяющего присоединить контрольный манометр, на удобном для наблюдения и хорошо освещенном месте устанавливается рабочий манометр диаметром 150 мм.

Для присоединения к регулятору производительности на воздухосборниках имеется фланцевый штуцер D_y= 15 мм.

В компрессорных установках высокого давления за влагомаслоотделителем устанавливается буферный баллон. Его емкость выбирается равной емкости влагомаслоотделителя. В поршневых компрессорах с длинными всасывающими трубопроводами также предусматривается буферная емкость, которая располагается вблизи цилиндра. Ее объем выбирают (6¸10)*V_ц , где V_ц - рабочий объем большей полости цилиндра 1 ступени.

В общем случае объем воздухосборника может быть определен в зависимости от часовой производительности компрессора с помощью следующего эмпирического соотношения:

V_вс = g · , м³,(5.6)

где Q_м - максимальная подача воздуха в воздухосборник, м³/ч;

g - коэффициент, принимаемый в пределах 0,2¸0,3 при расходах воздуха до 3¸6 м³/с соответственно и равный 0,15¸0,1 при расходах до 6¸12 м³/с и более.

V_вс = 0,18_˙

= 54 м³

На основе рассчитанных параметров выбираем 3 воздухосборника объемом по 20 м³. Основные размеры воздухосборника заносим в таблицу 5.3.

Таблица 5.3

Обозначение типоразмераВС	D		H		h0		h1		h2		h3		h4
В - 20	2000		6910		5800		6150		1200		2000		2900
Обозначение типоразмераВС	h7	L		L1		dy		dc		R		a	b
В - 20	745	1150		1200		200		70		905		150	160

5.4 Выбор воздухоохладителей

В определяющей степени эффективность работы всей компрессорной установки (КУ) и особенно системы утилизации тепла при охлаждении сжимаемых газов, зависит от выбора теплообменных аппаратов.

На выбор того или иного вида газоохладителя влияет целый ряд требований, которые иногда накладывают взаимопротивоположные ограничения: диапазон производительности КУ; вид и параметры сжимаемого газа; габаритные размеры; вид системы охлаждения.

В настоящее время промышленность выпускает газоохладители в широком диапазоне расходов сжатого газа (до 3000м³/мин) и рабочего давления до 40 МПа. Однако можно отметить, что большая часть из них предназначена на расходы до 250 м³/мин и давления до 4 МПа.

По диапазону рабочих давлений газоохладители принято делить на три группы: 1) низкого давления (до 1,2 МПа); 2) среднего давления (до 4 МПа); 3) высокого давления (свыше 4 МПа).

Конструкция теплообменных аппаратов определяется типом теплопередающего элемента, который выполняется в виде труб или листового материала.

Повышение компактности теплообменников требует использование труб малого диаметра, что приводит к противоречию с требованием уменьшения гидравлического сопротивления. Одним из эффективных и распространенных способов повышения компактности является оребрение труб. В практике в большинстве случаев осуществляется наружное оребрение, которое выполняется как цельнокатаное, литье, ленточное и насадное.

По способу соединения труб в теплообменниках можно выделить следующие основные типы: неподвижные паянные, или развальцованные; подвижные со специальными уплотнениями труб в трубных досках; соединение труб с помощью калачей.

Наиболее многочисленная группа газоохладителей - это аппараты низкого и среднего давления. Охлаждаемой средой является воздух, охлаждающей - обычно вода. Конструкция таких аппаратов должна обеспечивать возможность чистки трактов обоих теплоносителей, коррозионную стойкость, виброустойчивость элементов конструкции, прочность, неизменность формы теплопередающей поверхности.

Наибольшим разнообразием отличаются конструкции трубчатых и кожухотрубчатых теплообменников. Большинство газоводяных кожухотрубчатых аппаратов имеют цилиндрический корпус, трубы заделаны в трубные решетки. Вода подается в трубное пространство, газ - в межтрубное. Это обусловлено относительной простотой очистки внутренней поверхности труб от накипи. Организация нужного режима течения межтрубного теплоносителя достигается установкой перегородок. Основной недостаток такой конструкции - это большая масса и габаритные размеры, а также ограниченные возможности унификации. Снижение массы и габаритных размеров возможно путем использования поперечноребренных труб, что связано с усложнением конструкции.

Использование низкооребренных или гладких труб обусловлено близостью физических свойств теплоносителей (газ - воздух или воздух - воздух). Такие аппараты свободны от недостатков водяных охладителей, однако большие размеры и масса сужают область применения.

По назначению различают промежуточные и концевые воздухоохладители. Промежуточные холодильники осуществляют охлаждение газа между ступенями компрессора. Концевые воздухоохладители устанавливают на выходе воздуха из компрессора.

Определяем количество тепла, отдаваемого сухим воздухом:

Q_в = V· r_в ·С_в· (t₁ - t₂), (5.7)

где V - производительность компрессора, м³/с;

r_в - плотность воздуха при давлении и температуре на входе компрессора, кг/м³;

С_в - теплоемкость воздуха при постоянном давлении, Дж/кг_*⁰С;

t₁ и t₂ - температура воздуха до и после теплообменника, ⁰С.

Температура сжатого воздуха до теплообменникаопределяется по выражениям (3.3,3.4):

e = =

= 1,39

t₁ = [ ( t_н + 273 ) + DТ ] · e

= [(20 + 273) + 15] ·1,39 = 332,8 ⁰K;

Температуру сжатого воздуха после теплообменника принимается в пределах (30 ÷ 40) ºС

Температура t₂ численно равна температуре сжатого воздуха t_сж определенной ранее по выражению (3.3) для расчета межцеховых и внутрицеховых сетей промышленного предприятия при условии e = 1.

Т.к. r_в = 1,205 кг/м³; С_в = 1005 Дж/кг, следовательно получим:

Q_в = 24,67 ·1,205 ·1005 ·(59,8 – 40) = 591,54 Вт.

Определяем дополнительный тепловой поток при охлаждении и частичной конденсации водяного пара:

Q_д = V·r_в· [C_p·(x₁·t₁ - x₂·t₂)+(r₀ - k·t₂)(x₁-x₂)], (5.8)

где С_р - средняя теплоемкость водяного пара при постоянном давлении, Дж/кг⁰С;

r₀ - теплота парообразования при 0 ⁰С, Дж/кг;

k - коэффициент, учитывающий снижение теплоты парообразования с повышением температуры конденсации;

х₁ и х₂ - влагосодержание воздуха до и после теплообменника, кг/кг

Для расчета воздухоохладителей компрессоров теплофизические величины принимают: С_р = 1880 Дж/кг⁰С; r₀ = 2,5_*10⁶ Дж/кг; k = 2346.

Определяем влагосодержание воздуха при входе в охладитель:

х₁ =

, (5.9)

где R_в - газовая постоянная воздуха, равная 287,14 кДж/кг·град;

R_п - газовая постоянная водяных паров, равная 462 кДж/кг·град;

P₀ - давление воздуха во всасывающем патрубке ступени перед охладителем, Па;

Р_1нас - давление насыщенного водяного пара при температуре воздуха во всасывающем патрубке ступени перед охладителем, Па;

Р_1нас = 7374,9 Па, принимаем при температуре t₂ = 40 ⁰C; [5]

j₁ - относительная влажность воздуха при всасывании в ступень перед охладителем. (j₁ = 0,8).

Определяем давление после каждой ступени компрессора:

P₁ = P_атм · e = 101,325 · 1,39 = 140,84 кПа

P₂ = P₁ · e = 140,84 · 1,39 = 195,76 кПа

P₃ = P₂ · e = 195,76 · 1,39 = 272,1 кПа

P₄= P₃ · e = 272,1 · 1,39 = 378,219 кПа

P₅= P₄ · e = 378,219 · 1,39 = 525,72 кПа

P_кон= P₅ · e = 525,72 · 1,39 = 730,75 кПа

х₁ =

= 0,007 кг/кг

Определяем влагосодержание воздуха при выходе из охладителя:

х₁ =

, (5.10)

где Р -давление воздуха в охладителе, Па;

Р_2нас - давление насыщенного водяного пара при температуре газа на выходе из охладителя, Па;

Р_2нас = 7374,9 Па, при температуре t₂ = 40 ⁰C; [5]

j₂ = 1 - относительная влажность на выходе из охладителя;

х₂ =

= 0,0062 кг/кг