Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

Р₄

Т₄

Р_вс

Р₂

2

4

Т₂

Т₃

3

5

Т₁

Р_н

1

Р₃

S

Рис.4.2 Диаграмма реального процесса сжатия воздуха в компрессоре.

Для сравнения рассчитаем энергетические характеристики реального процесса сжатия в компрессорею Разность температур в охладителях T_вод=Т^//_вод-Т^/_вод=50-25=25 ⁰С, если нагрев воды в каждом охладителе происходит на величину, равную 25 ⁰С, что позволяет охладить воздух до требуемой температуры перед входом в последующую секцию. Следует иметь ввиду, что геометрические размеры теплообменников отличаются между собой, поскольку параметры поступающего в них воздуха различны. Предположим, чо температура воздуха на выходе из охладителей на Т_охл = 15⁰С ниже температуры воды, подаваемой в аппарат (Т^/_вод = 25 ⁰С ). Обычно величина Т_охл лежит в пределах 1015 ⁰С и обуславливается особенностями и типом системы промежуточного охлаждения компрессора. Тогда определим температуру охлажденного воздуха Т₃=Т₅=Т^/_вод-Т_охл=25+15 = 40 ⁰С =313 К. Промежуточные давления аналогичны рассчитанным в идеальном процессе, то есть Р_вс=Р₁=0,0981 МПа, Р₂=0,224 МПа, Р₄=Р_нг=0,51 МПа. В таком случае степень сжатия в первой секции остается без изменений по сравнению с идеальным процессом:

_1д= и работа будет равна:

L_д1= Дж/кг.

Давление воздуха после охлаждения изменится на величину Р_{1 по}=0,025 МПа и станет равным:

Р₃=Р₂-Р_{1 по}=0,224-0,025=0,199 МПа.

Температура воды на входе в первый промежуточный теплообменник:

К,

где с_р – теплоемкость воздуха. По таблице 2.1 [1] находим C_р=1,005 кДж/(кгК).

Давление сжатого воздуха на выходе из второй секции турбокомпрессора Р₄=Р₅+Р_ко=0,51+0,02=0,53 МПа

Теперь рассмотрим процесс сжатия воздуха во второй секции компрессора. Степень сжатия определяется как отношение давлений (с учетом потерь давления при охлаждении воздуха):

_2д= и работа будет равна:

L_д2= 123877,21 Дж/кг.

Температура на выходе сжатого воздуха в нагнетатн\ельный трубопровод (перед охлаждением в концевом охладителе):

440,241 К.

Суммарная работа сжатия:

L_д=L_{sд i}= L_д1+ L_д2=95346,252+123877,21=219223,462 Дж/кг.

Действительная мощность компрессора:

N_д=G L_д=84,293219223,462=16858600,243 Вт=16858,6 КВт,

тогда между паспортной и полученной мощностями равна:

N=N-N_д=17200-16858=341,4 кВт.

Удельный расход энергии на 1000 м³ для данного компрессора:

Э= =64,444 .

Определим расход воды на каждую секцию компрессора. Так как сжатый воздух из компрессора далее поступает в доменную печь, то концевой охладитель не устанавливается, что бы воздух поступал в доменную печь уже нагретым. Таким образом необходимо рассчитать одни промежуточный охладитель.

Т^//_вод

Т^/_вод

1ПО

Т₃

Т₂

Рис.4.3 Расчетная схема ПО.

В первый промежуточный охладитель воздух поступает с температурой Т₂ и охлаждается до температуры Т₃.Расход воды равен:

G_{вод 1по}= кг/с.

Суммарный расход воды на компрессор :

G_{вод }= G_{вод 1по}=60,551 кг/с.

Параметры сжатого воздуха в характерных точках:

Точка 1: Р₁=Р_вс=0,0981 МПа, Т₁=Т_вс=293 К.

Точка 2: Р₂=0,224 МПа, Т₂=387,873 К.

Точка 3: Р₃=0,199 МПа, Т₃=313 К.

Точка 4: Р₄=0,53 МПа, Т₄=440,241 К.

Точка 5: Р₅=Р_нг=0,51 МПа, Т₅=313 К.

Эксергетический КПД компрессора равен:

_экс=

5. Определение диаметра всасывающего трубопровода и гидравлический расчет нагнетательного трубопровода.

Характеристики компрессора 2ВМ4-24/9, обслуживающего цех с пневмопотребителями №1:

производительность – 24 м³/мин;

давление всасывания – 0,1 МПа;

давление нагнетания – 0,9 МПа;

температура нагнетания – 20 ⁰С.

Плотность всасываемого воздуха: _вс= 1,189 кг/м³.

Расход всасываемого воздуха:

V_вс= 26,039 м³/мин=0,434 м³/с.

_н=1,29 кг/м³ - плотность воздуха при нормальном давлении и температуре.

Принимаем W_вс=10 м/с. Определяем диаметр всасывающего трубопровода:

d_вс= м.

По таблице 3.1 [1] выбираем ближайшее большее значение стандартного внутреннего диаметра стальной трубы, равное d_{вс вн}=0,219 м =219мм.

Определяем значение фактической скорости всасывания:

м/с.

Скорость воздуха находится из следующих условий: гидравлические сопротивления трубопроводов желательно иметь наименьшими для уменьшения потерь и соответственно эксплуатационных затрат, для чего необходимо увеличивать диаметр труб, снижая скорость потока. Однако при этом будут расти расходы на монтаж и содержание трубопровода, а также амартизационные расходы. Оптимальная с экономической точки зрения скорость воздуха находится в пределах 1015 м/с. Для длинных трубопроводов (свыше 200 м ) допускается увеличение скорости до 20 м/с; для коротких трубопроводов (до 100 м) и шлангов рекомендуется скорост до 10 м/с. Принимаем W_сж=10 м/с.

Плотность сжатого воздуха _сж= кг/м³.

Расход сжатого воздуха: V_сж= м³/мин =0,051 м³/с.

Внутренний диаметр нагнетательного трубопровода:

d_сж= м =81 мм.

По таблице 3.1 [1] выбираем ближайшее большее значение стандартного внутреннего диаметра стальной трубы, равное d_{вс вн}=0,082 м =82мм.

Определим давление поступающего к потребителю воздуха.

По таблице 4.1 [1] определяем кинематический коэффициент вязкости воздуха при температуре t_сж=T_сж-273=313-273=40 ⁰С, который равен =16,9610^-6 м²/с.

Находим значение фактической скорости при d_{вс вн}=0,082 м =82мм:

м/с.

Число Рейнольдса для нагнетательного трубопровода равно:

Re= и поскольку Re меньше 10⁵, то коэффициент трения воздуха определим как:

_i= .

Отметим, что в данном случае при расчете компрессора, снабжающего сжатым воздухом цех с пневмопотребителями, на всех рассматриваемых участках внутренний диаметр трубопровода не меняется. Коэффициент трения воздуха остается постоянным по всей длине рассматриваемого трубопровода. Но в общем случае может быть и изменение внутреннего диаметра труб и расходов воздуха на разных участкахрассматриваемой магистрали, в таком случае значение числа Рейнольдса, а также и коэффициента трения воздуха будет определяться отдельно для каждого участка.

По данным таблицs 3.2 [1] выбираем длину воздухопровода, эквивалентную местным сопротивлениям ( при условном диаметре 80 мм):

эквивалентная длина поворотов L_{экв п}=81,67=13,36 м;

эквивалентная длина задвижек L_{экв з}=61,67=10,02 м;

эквивалентная длина компенсатора L_{экв к}=112,9=12,9 м.

Потери в трубопроводе в общем виде можно записать как :

Р=Р_л+Р_м,

где Р_л – линейная потеря давления (фактическая потеря на трение по длине трубопровода), Па; Р_м – потеря давления в местных сопротивлениях (к которым относятся различные типы регулирующей или запорной арматуры, повороты, изгибы трубопровода), Па.

Потери давления в трубопроводе:

Р= Па=0,038 МПа.

Принимаем Р_изб=0,5 кПа=0,0005 МПа, Р_вс=4 кПа=0,004Мпа

Давление у потребителя:

Р_потр=Р_к-Р-Р_изб-Р_вс-Р_ос-Р_ко=0,9-0,038-0,0005-0,02-0,015=0,827 МПа.

Полученное давление удовлетворяет требованиям доменного цеха №1. ( Р_потр должно быть не ниже номинального Р_н=0,60,7 МПа).

6. Выполнение пересчета характеристик турбокомпрессора, обслуживающего доменный цех.

6.1 Пересчет характеристик при изменении скорости вращения.

Выполним пересчет характеристик турбокомпрессора К-5500-42-1, обслуживающего доменный цех №1. Частота вращения n₀=3440 об/мин.

N^/=n₀-200=3440-200=3240 об/мин.

N^//=n₀+200=3440+200=3640 об/мин.

, так как _ад0=^/_ад , Т^/_вс=Т_0вс, то

(1)

V^/_вс=V⁰_вс( ) (2)

Т^/_н=Т^/_вс+ Т^/_вс( ) (3)

Т⁰_н=Т⁰_вс+ Т⁰_вс( ) (4)

Из (1) выражаем  ^/:

(5)

 ⁰= (6)

 ^/= (7)

Р^/_н= ^/Р_вс (8)

Используя формулы (1),(2),(3),(4),(5),(6),(7) и (8) выполняем пересчет характеристик. Полученные результаты сведем в таблицу.

Таблица представлена на следующей странице.

Таблица 6.1 Результаты пересчета характеристик компрессора К-5500-42-1 при изменении скорости вращения с n₀=3440 об/мин на n^/=3240 об/мин.

Аналогично рассчитываем характеристики компрессор для n=3640 об/мин.

Таблица 6.2 Результаты пересчета характеристик компрессора К-5500-42-1 при изменении скорости вращения с n₀=3440 об/мин на n^//=3640 об/мин.

По полученным данным строим график зависимости P=f(V).

Характеристики

Список файлов домашнего задания