Воздухоснабжение нефтехимического предприятия

ПЗ.doc

Расчетные нагрузки на компрессорную станцию6
Составление принципиальной схемы компрессорной установки и системы осушки краткое описание технологии производства сжатого воздуха7
Выбор типа и типоразмера водоохлаждающего устройства и определение параметров охлаждающей воды9
Аэродинамический расчет магистрального воздухопровода.10
1 Расчёт участка магистрального трубопровода.10
2 Расчёт участка нагнетательного трубопровода отдельной компрессорной установки.12
3 Оценка потери давления в системе осушки воздуха.14
Тепловой расчет компрессорной и воздухоосушительной установок.15
Расчет влагосодержания воздуха во всех характерных точках схемы. Выбор основного теплообменного оборудования КС и поверочный расчет теплообменного аппарата.18
Выбор и термодинамический расчет холодильной машины блока осушки20
1 Расчет цикла холодильной машины23
Гидравлический расчет и выбор насосов циркуляционных систем водо- и холодоснабжения25
1 Расчёт системы хладоснабжения25
2 Расчёт системы оборотного водоснабжения для КС с компрессорами.26
Расчет удельных показателей компрессорной станции28
1 Адсорбционная доосушка воздуха29
Основными задачами курсового проектирования являются:
конкретизация и закрепление знаний по специальности привитие навыков применения этих знаний при решении конкретных инженерно-технических задач;
развитие навыков самостоятельного творчества и использования специальной и справочной литературы;
овладение навыками проектирования и графического оформления результатов технических разработок.
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 котло- и насосостроения.
Особое внимание следует уделять вопросам экономии и рационального использования топливно-энергетических ресурсов расширения областей использования безотходных технологий защиты окружающей среды.
Разработать систему снабжения предприятия сжатым воздухом при следующих исходных данных:
-годовое потребление воздуха Qг =305*105 тыс.м3
-число часов работы предприятия г=6000 чгод
Показатели графика воздухопотребления:
-коэф. максимально длительной нагрузки kмд=112
-коэф. максимально возможной нагрузки kм.в.=135
Параметры воздуха требуемые потребителем:
-давление в коллекторе у потребителя Pп=065 МПа
-температура воздуха у потребителя tп=50 оС
-влагосодержание воздуха dп=045 гркг
Характеристика трассы воздухопровода:
-суммарная длинна прямых участков трассы lпр=175 м
-число поворотов на 90 градусов nпов=10 шт.
-число тройников (ответвлений) nтр=4 шт.
-количество задвижек nзад=5 шт.
Климатические условия работы системы г.Архангельск:
-расчётное барометрическое давление Ра=0101 МПа или 757 мм.рт.ст.
-температура tа=245 оС
-энтальпия ia= 553 кДжкг
-скорость ветра wa=5 мс
-амплитуда суточных колебаний температуры Δta=98 oC
Расчетные нагрузки на компрессорную станцию
Определяем среднегодовую нагрузку станции с учётом потерь 10% воздуха в коммуникациях:
Qcp =(11 305105 1000) (6000 60) = 932 м3мин.
Максимально допустимая нагрузка для КС:
Qm.д. =112 932 =10438 м3мин.
Максимально возможная нагрузка:
Qm.b. =135 932 =12582 м3мин.
Определяем количество рабочих машин:
Находим расчётную производительность одного компрессора:
Qк.р. = Qm.д. nраб=104384=260 м3мин.
Примем компрессор Челябинского компрессорного завода производительностью Qк=260 м3мин.
Qраб= Qкnраб=2604=1040 м3мин.
Qрез= Qкnрез=2601=260 м3мин.
Qуст= Qкnуст=2605=1300 м3мин.
Имеется некоторая избыточность резерва:
nрез= (Qуст - Qк) Qm.д.=(1300 - 260)10438=099.
Составление принципиальной схемы компрессорной установки и системы осушки краткое описание технологии производства сжатого воздуха
На рис. 1 изображена принципиальная воздушная схема компрессорной станции с турбокомпрессорами:
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
- 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.
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: Pa=0101 МПа или 757мм.рт.ст.
Расчётная температура: ta=245 оС
Энтальпия: ia=553 кДжкг
Скорость ветра: wa=5 мс
В соответствии с Id - диаграммой в этих условиях:
Влагосодержание воздуха: da= 108 гкг
Относительная влажность (степень насыщения): φ=53%
Температура "мокрого" термометра tMT =188°С
Температура насыщения"точка росы" tтp=137°С
Максимальная температура воды на выходе из градирни twl=254°С
Аэродинамический расчет магистрального воздухопровода.
1 Расчёт участка магистрального трубопровода.
За расчётный расход воздуха принимаем максимально длительную нагрузку КС: Qрас= Qm.д.=10438 м3мин.
Определяем массовый расход воздуха в магистрали Gb:
Gb =(104381293)60=225 кгс
где ρ0=1293 кгм3 - плотность воздуха в стандартных условиях.
Определяем ориентировочную приведённую длину трубопровода
l'пр=12lтр= 12175=210 м.
Принимаем в первом приближении величину удельного падения давления в трассе ΔРуд=50 Пам. Определяем падение давления в магистрали в первом приближении:
ΔР'м=ΔРуд l'пр=50210=001 МПа.
Определяем средние параметры воздуха:
Температура воздуха в магистрали из условия равна отсюда tcp=tп=tкс= 50°С или Тср=Тп =Ткс= 323 К.
Средняя плотность воздуха в трубопроводе:
где То = 27315 К и Ро = 01 МПа.
Вычисляем действительный средний объёмный расход воздуха в магистрали:
Скорость воздуха в нагнетательном трубопроводе не должна превышать 10-15 мс для центробежных компрессоров. Выбираем наиболее оптимальную скорость воздуха - wопт =13 мс.
Площадь сечения трубопровода:
Внутренний диаметр трубопровода:
По ГОСТ труба: Dh = 630 мм; =7мм.
С абсолютной шероховатостью Δ=08 мм.
e = Δ Dгост вн=000129.
где Dгост вн = 616 мм = 0616 м.
Фактическая скорость движения воздуха в магистрали в первом приближении по формуле:
Определяем значение Рейнольдса характеризующее режим течения:
Re' = (w'b Dгост вн ρ'cp)в=(110616715)19510-5 =3010 684.
где в =19510-5 Пас – коэффициент динамической вязкости.
Оцениваем границы применимости расчётных формул:
0е =500000129=387 597.
Поскольку Re'>500e то расчётное значение коэффициента трения λ' составит:
λ'=011е025=011000129025=00208.
Найдем суммарную эквивалентную длину местных сопротивлений:
где l эi – эквивалентная длина i-гo местного сопротивления.
Эквивалентные длины местных сопротивлений:
lЭК ЗАД=57 м lЭК ТР1 =991 м lЭК ТР2 =662 м lЭК ТР3 =496 м
lЭК ТР4 =331 м lЭК ТР5 =496 м lЭК ТР6 =662 м.
Суммарная эквивалентная длина местных сопротивлений:
Для колена с RП=2DВН с коэффициентом местного сопротивления мс=05 эквивалентная длина составит:
lПОВ ЭК =(МСDГОСТ ВН)λ' = (050616)00208=148 м.
По ГОСТ lПОВ ЭК = 165 м.
Уточняем приведённую длину магистрали l''пр во втором приближении:
l''пр =lтр+lэк задnзад+lтр эк +lпов эк nпов
l''пр =175+575+(991+662+496+331+496+662)+16510= 8233 м.
Потери давления в магистрали определим по формуле:
Определяем уточнённое значение средней плотности воздуха:
Расхождение в значениях плотности воздуха составляет:
Других приближений не требуется.
Определяем давление воздуха в коллекторе компрессорной станции:
Р"кс=Рп+ΔР"м=065+00167=0666 МПа.
2 Расчёт участка нагнетательного трубопровода отдельной компрессорной установки.
Диаметр нагнетательного трубопровода компрессорной установки оценивается по номинальной производительности компрессора: Qk=355 м3мин.
Gb= (Qкρ0)60=(3551293)60=765 кгс.
Определяем объёмный расход воздуха в нагнетательном трубопроводе. Средняя плотность воздуха принимается такая как в магистрали:
Qн.тр = GВρср =765719= 1 м3с.
Определяем диаметр трубопровода:
Dрас.вн = ((4Qн.тр)(wопт))05 =((41)(31411))05 = 034 м.
По ГОСТ выбираем трубу 325×7 с Dbh = 325 мм = 0325 м (с учетом ).
Определяем реальную скорость потока воздуха:
Определяем число Рейнольдса по формуле:
Re = (wВ.Н.Dгост вн.ρср)в =(120325719)(193510-5)=1449147.
Определяем абсолютную и относительную шероховатость трубы: при Δ=1 мм.
е=Δ Dгост вн.= 1325 = 000307.
Определяем границы режимов:
0е = 500000307= 162 866 Re.
Определяем коэффициент трения:
λ=011е025 =011000307025=00259.
На участке от РТО до коллектора принимаются эквивалентные длины местных сопротивлений.
Обратный клапан - lок.экв = 292 м задвижка - lзад.экв=417 м.
Определяется ориентировочно-приведённая длина:
lпр.= lтр+lок.экв+lзад.экв = 20+ 292+417 = 5337 м.
где lтр=20 м длина прямых участков.
Определяем потери давления в трубопроводе от сил трения:
Определяем потери давления в ресивере и поворотах трубопровода обвязки: Принимаем коэффициенты сопротивлений:
вых = 1 выход из трубы в сосуд больших размеров
вх= 05 вход в трубу без закругления кромок
пов= 05 колено с углом поворота 90° и Rп= 2D.
Эквивалентная длина этих сопротивлений составит:
lэкв=(м.сDгост вн.) λ=(20325)00259=25 м.
Потери давления от местных сопротивлений составят:
Определяем общие потери давления в нагнетательном трубопроводе на участке от РТО до нагнетательного коллектора КС:
ΔРн.тр =ΔРн+ΔРм.с =0002202 + 0001031= 0003233 МПа.
3 Оценка потери давления в системе осушки воздуха.
Потери давления в аппаратах и влагоотделителях оценим на основе эксплуатационного опыта и предыдущих расчётов. Принимаем следующие потери давления: ΔРто=13 кПа - в теплообменниках ΔРво=4 кПа - во влагоотделителях и соединительных трубопроводах.
В соответствии с расчётной схемой оцениваются значения давлений воздуха в характерных точках схемы:
РЗ =Ркс+ΔРн.тр+ΔРто=0666 + 0003233+0013= 0682 МПа
Р2 =РЗ+ΔРво+ΔРто=0682+0004+0013=0699 МПа
Р1 =Р2+ΔРво+ΔРто=0699+0004+0013=0716 МПа.
Расчётом установлены диаметры трубопроводов: нагнетательного КУ- диаметром 325×7 мм магистрального воздуховода диаметром 630×7 мм.
Потери давления в концевом охладителе воздуха и его влагоотделителе будут учтены в термодинамическом расчёте.
Тепловой расчет компрессорной и воздухоосушительной установок.
Принимаем дополнительные данные к расчету:
Потери давления на линии всасывании РВС=00008 МПа;
Коэффициенты учитывающие потери давления в промежуточных и концевых охладителях воздуха '=''='''=097;
Недоохлаждение воздуха до температуры воды в промежуточных охладителях Тохл=10 К;
Адиабатный (изотропный) КПД ступеней сжатия ТКУ ад= 08;
Электромеханический КПД ступеней сжатия ТКУ эм= 097.
Находим значение давлений на всасе и нагнетании компрессора:
Р'ВК=Ра - ΔРВС=0099 - 00008=00982 МПа
Степени повышения давления в секциях турбокомпрессора:
'=''='''=(1) (РкуР'вк)033=(1097) (071600982)033=198.
Давление воздуха между ступенями сжатия:
Значение температур воздуха на входе в секции сжатия:
Т''вх=Т'''вх=Тw1+Δtохл=(254+273)+10=3084К=354ОС.
Удельные работы сжатия по секциям:
а) в первой секции кДжкг:
б) во второй и третьей секциях кДжкг:
где k = 14 - показатель адиабаты для воздуха
R = 0287 кДжкгК - газовая постоянная для воздуха.
Значение температур воздуха на выходе из секций сжатия:
где срв = 102 кДжкгК- средняя изобарная теплоемкость воздуха.
Рис.2 Диаграмма изменения температур теплоносителей в промежуточном охладителе воздуха
Рис.3 Диаграмма изменения температур теплоносителей
в концевом охладителе
Массовая производительность компрессора в рассчитываемых условиях:
Gк=(Qвкρвк)60 =(3551136)60=6721 кгс.
где ρвк - плотность воздуха на всасывании.
Электрическая мощность потребляемая приводом компрессора:
где Σlк=l'к+l''к+l'''к– суммарная удельная работа сжатия компрессора.
Расчет влагосодержания воздуха во всех характерных точках схемы. Выбор основного теплообменного оборудования КС и поверочный расчет теплообменного аппарата.
Вычисляем температуру воздуха t3: dп = 045 гкг. Так как dп=dН то парциальное давление водяных паров в осушенном воздухе составит:
РН3 = (dH3P3)(622+dH3) =(0450682106)(622+045)=493 Па.
В соответствии с термодинамическими свойствами воды и водяного пара это точка росы tH = -38°С.
Значение температур воздуха tl и t2 (в точках 1 и 2) определяются из теплового баланса для РТО. При отсутствии отбора воздуха на осушку это уравнение имеет вид:
Принимаем средний температурный напор в РТО - Δtcp =20 °С.
Рис.4 Диаграмма изменения температур теплоносителей в регенеративном теплообменнике
Отсюда следует что t2 - t3 = tl - tKC=Δtcp=20°С.
tl = tкс+Δtср =45+20=65°С
t2 = t3+Δtcp =(-4)+20=16°С.
где tl - это температура воздуха за ВОК.
Тепловая мощность регенеративного теплообменника составляет:
Qрто = Gkсрв(t1-t2) =6721102(65-16)=3359 кВт.
Требуемая поверхность теплообмена оценивается как:
Fрто = Qрто(kΔtcp) =335900 (3020)= 560 м2
где k=30 Вт(м2К) – коэффициент теплопередачи.
Вычислим количество влаги отделяемое в теплообменниках осушки Gwot кгс. В концевом воздухоохладителе - это разность между начальным влагосодержанием воздуха da = 108 гкг и насыщающим влагосодержанием воздуха в точке «1» dНl .
dНl = 622(РН1(Р1-Рн1))=622(0002202(0716-0002202)=191 гкг.
Влагосодержание воздуха в точке 2 (после РТО) определяется насыщающим влагосодержанием dН2 при температуре воздуха tН2=170C.
dН2 = 622(РН2(Р2-РН2)) =622(0003233(0699-0003233)=289 гкг.
Количество выпадаемой в виде росы влаги в точке 2 составляет:
Gрто w от = GK(da-dН2)=6721(108 - 289)=5316 гс.
Количество отделяемой влаги в охладителе осушителе составит:
Goob w от = GK(dН2-dН3)=6721(289-045)=1639 гс.
Суммарное количество атмосферной влаги отделяемой в воздухоохладителях компрессорной установки составит:
Gку w от = Gрто w ot+Goob w от=5316+1639=6955 гс
Vку w от = Gку w от (36001000) =6955(36001000)=2504 м3ч.
Выбор и термодинамический расчет холодильной машины блока осушки
Тепловая нагрузка охладителя-осушителя на хладопотребление:
Q'о=Gксрв(t2-t3)= 6721102(16+4)= 137 кВт.
Требуемая хладопроизводительность источника холода QО с учётом теплопритока в систему хладоснабжения через изоляцию Qиз=12% от QО составит:
Q0= 112Q'0=112137 = 15344 кВт.
Оцениваются температуры конденсации tк и испарения t0 ХА в холодильном цикле. Для этого принимаем минимальные температурные напоры в аппаратах системы осушки воздуха: tк =5°С - в конденсаторе; tоов=7°С - температура ХН на выходе из испарителя; tи=3°С – температура кипения ХА в испарителе.
Далее оцениваются распределения температур в теплообменниках КС:
tК=tw2+tк= 382°С – температура конденсации ХА.
Ts2=t3 - tooв= -4 - 7= -11°С – температура ХН на выходе из испарителя.
T0=tS2 - tи= -10 - 4= -14°С – температура кипения ХА в испарителе.
Средний температурный напор в ООВ составит:
tоов ср =(t-tм)(ln(ttм))=(20-7)(ln(207)=1238°С
где t=t2 - ts1=16 - (-4)= 20°С – наибольший температурный напор на горячем конце теплообменника;
tм=t3 - ts2=-4 - (-10)=6°С – наименьший температурный напор на холодном конце теплообменника.
Рис.5 Диаграмма изменения температур
Рис.6 Диаграмма изменения температур теплоносителей
Тогда требуемая поверхность теплообмена воздухоосушителя равна:
Fоов=Q'оktоов ср= 1371000(451238) = 246 м2
где k=10÷60 Вт м²K - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи в теплообменниках типа "газ-жидкость".
Рис.7 Диаграмма изменения температур теплоносителей
в охладителе - осушителе воздуха
Выбираем холодильную машину из серийно выпускаемых работающую на хладоне R22 - машину МКТ 220-2-2 с водяным охлаждением конденсаторов.
Таблица 1 - Термодинамические параметры R22 для стандартных и
Степень повышения давления в компрессоре в рабочих условиях ниже чем в стандартных:
к ст=Рк стРо ст= 173702783=624
к раб=Рк стРо раб=1737045517=381.
Следовательно коэффициент подачи холодильного компрессора в рабочих условиях будет выше чем в расчётных. Для упрощения принимаем λλст. Реальная хладопроизводительность МКТ 220-2-2 в рабочих условиях составит:
Qо раб=Qо ст(rVо стλ)(r стVоλст)=15344(20674624)(2144381)= 24232 кВт.
1 Расчет цикла холодильной машины
Принята величина перегрева паров ХА на линии всасывания: t=288oC
Энтальпия в точке «4» i4 определяется из соотношения:
i4 = i3 + i6 - il = 5428 + 7026 – 7134 = 532 кДжкг.
Энтальпия в точке «2» i2 находим из выражения для адиабатного КПД компрессора где принято ад = 08:
i2=i1+((i2ад-i1)ад)= 7134+((7458-7134)08)=7539 кДжкг.
Таблица 2 - Термодинамические параметры ХА в цикле
Удельная тепловая нагрузка испарителя:
qo = i6 - i5 = 7026 – 532 = 1706 кДжкг.
Удельная внутренняя работа компрессора:
Массовый расход ХА циркулирующего в контуре холодильной маши
GХА=Qoqo= 153441706=089 кгс.
Тепловая нагрузка конденсатора холодильной машины:
Мощность потребляемая компрессором:
Проверка теплового баланса в цикле холодильной машины:
Погрешности баланса составляют при этом:
=(QК-Q'К)QК100=((1975-18944)1975)100=408 % .
Электрическая мощность холодильной машины при принятом значении КПД ЭМ = 095:
Nхм.э=Nхм.кэм= 36095= 379 кВт.
Холодильный коэффициент холодильной машины:
о=QоNхм.э=15344379=4048.
Эксергетический КПД холодильной машины по хладагенту:
ех=(Qo(q)н)Nхм.э=(1534401134)379=046=46%.
где - коэффициент работоспособности теплового потока при температуре кипения хладагента.
Гидравлический расчет и выбор насосов циркуляционных систем водо- и холодоснабжения
1 Расчёт системы хладоснабжения
В качестве хладоносителя примем водный раствор этиленгликоля. Примем температуру замерзания хладноносителя на величину tзам =5-10°С ниже температуры кипения хладагента в испарителе. Примем tзам=10 °С. Тогда . Это соответствует концентрации раствора =274%.
Подогрев хладоносителя в ООВ принимается:
Расход хладоносителя в циркуляционной системе хладоснабжения составляет:
Gs=Qo(сsΔts)=15344(37227)= 59 кгс
сs = 3722 кДжкгК - теплоёмкость ХН при средней рабочей температуре.[7]
tср.s=(ts1+ts2)2= -3+(-10)2= -65°С.
В объёмных единицах расход ХН Vs при плотности раствора ρ=1050 кгм3 составит:
Vs=Gsρs= 5936001050= 2022 м3ч.
Приблизительно оценивается требуемый напор Hs=17м. Для циркуляции системы ХН выбираем насос марки К-1017 с числом оборотов 2900 обмин и КПД которого равен н = 80% в расчётном режиме.
Отсюда потребляемая электрическая мощность составит:
2 Расчёт системы оборотного водоснабжения для КС с компрессорами.
Общий расход производственной воды складывается из расходов в ПО и конденсаторе холодильной машины. Определим тепловые нагрузки водоохлаждаемых аппаратов.
В промышленных охладителях воздуха:
Q'по = Gkсрв(Т 'нк – Т "вк) =6721102(105-384)=4566 кВт.
Q"по = GKсpв(T ''нк – T '''вк)=6721102(117-384)=5388 кВт.
В концевом охладителе воздуха:
Qboк = Gkсрв(Т"нк-Тку) =6721102(117-38) =5416 кВт.
Расчёт воды в аппаратах Gw составит кгс (лс):
Gпоl w = Q'по(сwΔtw) =4566(4187) =156
Gпо2 w = Gпо3 w=Q"по(сwΔtw) =5388(4187)=1841
Gвок w = Qвок(сwΔtw)=5416(4187) =185
Gк w = Qk(сwΔtw) = 1975(4187) =675.
Суммарное потребление воды в компрессорной установке с учётом 10% в маслоохладителях составляет:
Gку w = 11(Gпоl w+Gпо2 w+Gвок w) =11(156+1841+185)=57761 кгс.
Или в объёмных единицах:
Vку w = Gку w(36001000) =57761(36001000)=208 м3ч.
Общий расход оборотной воды для охлаждения рабочих машин составит:
Gkc w = npaбGку w = 457761=231 кгс (лс).
Vкс w = nрабVку w =4208=832 м3ч.
Необходимая площадь поперечного сечения плёночного оросительного устройства ориентировочно составит:
F 'op = Vkc wg'op = 8329=924 м2.
Выбираем двух секционную вентиляторную градирню с поперечным сечением оросителя секции f'op=64 м2. Размеры секции 8×8 площадь орошения Fop=128 м2. Что удовлетворяет нашим требованиям. Действительная плотность орошения градирни составит:
g'op = Vkc wFop =832128=65 м3м2ч
При сохранении принятых ранее значений необходимого напора циркуляционных насосов оборотной системы определяется потребляемая насосами электрическая мощность:
Nэ w =(Vkc wρ g Hw)(н1000)
Nэ w = (0231100098117)(081000)=4815 кВт
где ρ = 1000 кгм3 - плотность воды
Hw = 17 м - требуемый напор насоса
н = 08 общий (полный) КПД насоса.
Число работающих насосов nраб = 2. Отсюда производительность насоса составит:
Vh = Gkc wnpaб = 2312=1155 лс или 4158 м3ч
По получившейся производительности выбираем насос российского производства Д 500-64 с производительностью 400 м3ч и развиваемым напором 70 м и n=1450 обмин.
Расчет удельных показателей компрессорной станции
Расчёт ведётся для всей компрессорной станции при работе всех рабочих компрессоров в номинальном режиме. Эксергетический КПД станции без учёта расхода электроэнергии в вентиляторах градирни составляет:
кс ех =22908(5058+245426)=43 %.
где Ев - эксергия сжатого воздуха:
Ев = GKnpaб(iв-ioc-Toc(sв-soc))
Ев = 67212(4115-402-298(336-39)) =22908 кВт.
iв=11892 Джмоль =4115 кДжкг - энтальпия сжатого воздуха
ioc = 116467 Джмоль = 402 кДжкг - энтальпия атмосферного воздуха при Тос
sв = 974 ДжмольК = 336 кДжкгК - энтропия сжатого воздуха
soc=1128 ДжмольК = 39 кДжкгК-энтропия атмосферного воздуха при Тос
Евк=nрабNк=21717=3434 кВт - эксергия потребляемая всеми воздушными компрессорами станции.
Евэ=nраб(Nхм.к+Nэ.w+Nэ.s)=2(36+4815+1227)=19284 кВт - эксергия (суммарная электрическая мощность) потребляемая насосами циркуляции оборотной воды и хладоносителя.
Удельный расход электрической энергии на производство 1000м3 сжатого воздуха находим по формуле:
Эу = ((Э1+Э2+Э3)1000)(Qкnpaб)
Эу =((3434+758+6042)1000)(19752)= 9038 кВтч1000м3
здесь Э1 =Nк nк раб 1 ч =171721 ч =3434 кВтчас - расход электрической энергии за 1 час в воздушных компрессорах.
Э2=Nxmэnкраб1ч=37921ч=758кВтч - расход электроэнергии в компрессорах холодильных машин за 1 час.
Э3=Nэ.w+Nэ.s=4815+1227=6042 кВтч - расход электрической энергии в циркуляционных насосах воды и ХН за 1 час.
Удельный расход охлаждающей воды в компрессорной станции находим по формуле:
gw = (Gkc w60)(Qknpaб) = (23160)(19752)=35 л.
1 Адсорбционная доосушка воздуха
Допустим воздух в количестве Qад =100 м3мин должен досушиваться до температуры точки росы tад=-50 °С. Такие параметры достигаются в серийной адсорбционной установке осушки воздуха УОВ. Это моноблочный 2х-корпусный агрегат с одним электронагревателем воздуха для регенерации.
Основные показатели: Расход осушаемого воздуха Qад =100 м3мин
масса загружаемого адсорбента M=2240 кг мощность электронагревателя воздуха Nэ.в = 90 кВт.
В качестве адсорбента выберем силикагель марки КСМ. Его динамическая влагоёмкость (при t=20°C) составляет 25% а расчётная -12% от массы адсорбента.
Он обеспечивает остаточное влагосодержание docт=0011 гкг что соответствует tт.p=-52°С. Рабочая влагоёмкость всей массы адсорбента установки составляет:
wад = 012Gад=0122240=2688 кг.
В соответствии со схемой компрессорной станции воздух для доосушки поступает с параметрами насыщения то есть с температурой t3 = -4°С давлением РЗ = 0682 МПа и влагосодержанием d3 = 045 гкг.
Количество влаги поглощаемой адсорбентом из поступающего на осушку воздуха:
wпог = Gад.в(d3-docт) = Gaд.в((d3-docт)1000)
wпог= 6816 ((045-0011)1000)=299 кгч.
где Gaд.в =Qадρвк60 =100113660=6816 кгч.
Во время работы одного корпуса адсорбера до насыщения находящегося в нём адсорбента раб составит:
раб =waдwпог=2688299=8989 ч или раб= 374 суток
Таким образом регенерация аппарата производится 1 раз через 374 суток непрерывной работы блока осушки.
Разработан источник сжатого воздуха для производственных нужд с рабочей производительностью Qpaб=1040 м3мин. При давлении нагнетания Ркс и температурой воздуха в коллекторе КС tKC=45°С. Разработана система осушки состоящая из холодильной машины MKT 220-2-2 регенеративного теплообменника с поверхностью теплообмена Fpто =560 м2 и охладителя - осушителя с поверхностью теплообмена Foob = 246 м2 для каждого воздушного компрессора. Влагосодержание подаваемого потребителю воздуха составляет dп = 045 гкг. В качестве ХА принят хладон R22 и в качестве ХН - водный раствор этиленгликоля с концентрацией = 274 %. Для доосушки м3мин. воздуха до tтp=-50°С выбрана серийная адсорбционная установка позволяющая осушать 100м3 в минуту до "точки росы" -52°С. В качестве адсорбента принят силикагель марки КСМ. Расчётом установлены диаметры трубопроводов: нагнетательного КУ диаметром 325×7 мм магистрального воздуховода диаметром 630×7 мм. В качестве водоохладительного устройства принята вентиляторная двух секционная градирня с плёночным оросительным устройством. Для циркуляции оборотной воды выбраны два работающих и два резервных насоса типа 1Д630-90. Для циркуляции ХН установлено по одному работающему и одному резервному насосу К-1017 в каждой осушительной системе. Расчётный эксергетический КПД компрессорной станции составляет ксех=43%. Удельный расход электроэнергии на производство сжатого воздуха составляет Эу=9038 кВтч1000 м3. Удельный расход охлаждающей воды составляет gw=35 л.
Вафин Д.Б. Технологические энергоносители предприятий. Курс лекций. Нижнекамск 2015 – 118 с.
Кумиров Б.А. Расчет системы снабжения предприятий сжатым воздухом: учеб. пособиеБ.А. Кумиров Р.Н. Валиев.- Казань: Казан. гос. энерг. ун-т 2003. - 100 с.
Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник под общ. ред. чл.-корр. РАН А.В. Клименко и проф. В.М. Зорина. – 3-е изд. перераб. и доп. – М.: Издателство МЭИ 2004. – 632 с.
Портнов В.В. Воздухоснабжение промышленного предприятия: учеб. пособие В.В. Портнов. Воронеж: ГОУ ВПО «Воронежский государственный технический университет» 2007. – 228с.
Бородулин Д.М. Процессы и аппараты химической технологии: Методические указания Кемерово 108 с. – 2007 г.

Komponovka_KS.dwg

Схема комбинированная принципиальная компрессорного агрегата
Компрессорная станция 4(3)К-24А
БГТУ.КРГР.1324.02.01
Помещение для промывки фильтров
План расположения оборудования компрессорной станции
Расчет системы воздухоснабжения
КП 13.03.01 001 16 ВО